JP2009097677A - Control device for variable displacement fluid pump motor type transmission - Google Patents

Control device for variable displacement fluid pump motor type transmission Download PDF

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真史 山本
Takeya Amano
剛也 天野
Takahiro Shiina
貴弘 椎名
Masahito Yoshikawa
雅人 吉川
Arata Murakami
新 村上
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a control device which can improve the efficiency of a transmission by reducing leakage losses while avoiding or suppressing the occurrence of excessive torque at startup. <P>SOLUTION: The device includes a pressure accumulating apparatus which is communicated with a closed circuit comprising each oil pathway communicating with both inlet ports and both outlet ports of a pair of hydraulic pump motors, a relief valve which can control relief pressure, and which exhausts the hydraulic pressure of a high-pressure side oil pathway by reducing the relief pressure and regulates the exhaust of the hydraulic pressure of the high-pressure side oil pathway by maintaining the relief pressure while being connected to the high-pressure side oil pathway, and a pressure accumulation control means (steps S11-S17) which makes the pressure accumulating apparatus accumulate the hydraulic pressure of the high-pressure side oil pathway by regulating the exhaust of the hydraulic pressure by controlling the relief valve, when the displacement volume of one hydraulic pump motor of which displacement volume is set to zero is increased from zero, and a high-pressure hydraulic pressure is temporarily generated. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

この発明は、圧力流体を相互に授受できる少なくとも一対の可変容量型流体圧ポンプモータと、各々の可変容量型流体圧ポンプモータによって伝達されるトルクを出力部材に伝達する少なくとも２つの伝動機構と、それぞれの伝動機構を動力伝達可能状態と動力伝達不可能状態とに切り替える切替機構とを備え、いずれかの伝動機構の変速比で決まる固定変速段と、各可変容量型流体圧ポンプモータ同士の間で圧力流体を介して伝達する動力を変化させることによる無段変速状態とを設定可能な変速機の制御装置に関するものである。   The present invention includes at least a pair of variable displacement fluid pressure pump motors that can exchange pressure fluid with each other, at least two transmission mechanisms that transmit torque transmitted by each variable displacement fluid pressure pump motor to an output member, A switching mechanism for switching each transmission mechanism between a power transmission enabled state and a power transmission disabled state, and between the fixed speed determined by the transmission gear ratio of one of the transmission mechanisms and each variable displacement hydraulic pump motor The present invention relates to a transmission control device capable of setting a continuously variable transmission state by changing the power transmitted via pressure fluid.

この種の変速機が特許文献１に記載されている。その構成を簡単に説明すると、一対の遊星歯車機構のそれぞれにおける反力要素に可変容量型の流体圧ポンプモータが連結され、各流体圧ポンプモータの吐出口同士、および吸入口同士が互いに連結されて閉回路が形成されている。また、各遊星歯車機構における入力要素にはエンジンなどの動力源が出力した動力が入力されるように構成されている。さらに、各遊星歯車機構の出力要素と一体の中間軸上には、いわゆる固定段を設定するための駆動ギヤが配置され、それぞれの駆動ギヤに噛み合っている従動ギヤが出力軸上に配置されている。そして、これらの駆動ギヤと従動ギヤとからなる各ギヤ対をトルクの伝達が可能な状態とトルクを伝達しない状態とに切り替える同期連結機構（いわゆるシンクロ）が設けられている。   This type of transmission is described in Patent Document 1. To briefly explain the configuration, a variable displacement fluid pressure pump motor is connected to the reaction force element in each of the pair of planetary gear mechanisms, and the discharge ports and the suction ports of each fluid pressure pump motor are connected to each other. A closed circuit is formed. Moreover, the power output from a power source such as an engine is input to the input element in each planetary gear mechanism. Furthermore, a drive gear for setting a so-called fixed stage is arranged on an intermediate shaft integral with the output element of each planetary gear mechanism, and a driven gear meshing with each drive gear is arranged on the output shaft. Yes. A synchronous coupling mechanism (so-called synchro) is provided for switching each gear pair composed of the drive gear and the driven gear between a state where torque can be transmitted and a state where torque is not transmitted.

したがって、いずれかの流体圧ポンプモータをロックして反力要素を固定すれば、動力源の出力した動力が、その反力要素を有する遊星歯車機構を介して一方の中間軸に伝達され、さらにその中間軸に対してシンクロによって連結されているギヤ対を介して出力軸に動力が伝達される。その場合の変速比は、動力の伝達に関与しているギヤ対のギヤ比に応じた変速比となる。   Therefore, if one of the fluid pressure pump motors is locked and the reaction force element is fixed, the power output from the power source is transmitted to one of the intermediate shafts via the planetary gear mechanism having the reaction force element. Power is transmitted to the output shaft through a gear pair connected to the intermediate shaft by synchronization. In this case, the gear ratio is a gear ratio according to the gear ratio of the gear pair involved in power transmission.

この場合の流体圧ポンプモータのロックは、他方の流体圧ポンプモータの押出容積をゼロにすることにより設定される。すなわち、各流体圧ポンプモータは閉回路によって連通されているので、他方の流体圧ポンプモータの押出容積をゼロにすれば、圧力流体の流動が生じなくなるので、一方の流体圧ポンプモータの押出容積を最大にするなど、ゼロより大きい押出容積とすることにより、一方の流体圧ポンプモータがロックされ、その回転が阻止される。   The lock of the fluid pressure pump motor in this case is set by making the extrusion volume of the other fluid pressure pump motor zero. That is, since each fluid pressure pump motor is connected by a closed circuit, if the extrusion volume of the other fluid pressure pump motor is reduced to zero, the flow of pressure fluid does not occur. Therefore, the extrusion volume of one fluid pressure pump motor By setting the extrusion volume to be greater than zero, such as maximizing, one hydraulic pump motor is locked and prevented from rotating.

また、各流体圧ポンプモータの押出容積をゼロより大きくするとともに、一方の流体圧ポンプモータ側のシンクロによって所定のギヤ対をトルク伝達可能な状態とし、かつ他方の流体圧ポンプモータ側のシンクロによって他のギヤ対をトルク伝達可能な状態にすると、各ギヤ対のギヤ比に応じて決まる変速比の中間の値の変速比が設定される。すなわち、一方の流体圧ポンプモータが圧力流体を発生させ、これが他方の流体圧ポンプモータに供給されてこれがモータとして動作し、その動力が他方のギヤ対を介して出力軸に伝達される。その結果、出力軸には、このような流体を介して伝達された動力と、一方の流体圧ポンプモータを介して機械的に伝達された動力とを合成した動力が現れる。そのうちの流体を介した動力は、各流体圧ポンプモータの押出容積を連続的に変化させることにより連続的に変化させることが可能であるから、結局、変速機の全体としての変速比を連続的に、すなわち無段階に設定することができる。   Further, the extrusion volume of each fluid pressure pump motor is made larger than zero, a predetermined gear pair is set in a state where torque can be transmitted by synchronization on one fluid pressure pump motor side, and synchronization on the other fluid pressure pump motor side is performed. When the other gear pairs are in a state capable of transmitting torque, a gear ratio having an intermediate value of the gear ratio determined according to the gear ratio of each gear pair is set. That is, one fluid pressure pump motor generates a pressure fluid, which is supplied to the other fluid pressure pump motor and operates as a motor, and the power is transmitted to the output shaft through the other gear pair. As a result, power that is a combination of the power transmitted through the fluid and the power mechanically transmitted through one fluid pressure pump motor appears on the output shaft. Since the power through the fluid can be continuously changed by continuously changing the extrusion volume of each fluid pressure pump motor, the transmission ratio as a whole of the transmission is continuously changed. In other words, it can be set steplessly.

なお、特許文献２には、ハイドロメカニカルトランスミッション（ＨＭＴ）を備えた車両の動力回収運転時に、入力軸の回転数を所定値に保つためのトルクが入力軸に作用するように、液圧ポンプのポンプ斜板角度と液圧モータのモータ斜板角度とを制御する車両の動力回収運転時におけるＨＭＴの入力軸回転数制御方法に関する発明が記載されている。そしてこの特許文献２に記載されているＨＭＴを搭載した車両には、減速時に、閉回路の高圧の作動油を回収して蓄える蓄圧器が設けられている。   In Patent Document 2, the hydraulic pump is designed so that torque for maintaining the rotational speed of the input shaft at a predetermined value acts on the input shaft during power recovery operation of a vehicle equipped with a hydromechanical transmission (HMT). An invention related to a method of controlling the input shaft speed of an HMT at the time of power recovery operation of a vehicle for controlling a pump swash plate angle and a motor swash plate angle of a hydraulic motor is described. A vehicle equipped with the HMT described in Patent Document 2 is provided with a pressure accumulator that collects and stores high-pressure hydraulic fluid in a closed circuit during deceleration.

また、特許文献３には、機械式トランスミッション（ＭＴ）が入力軸と出力軸との間に介装され、静液圧式トランスミッション（ＨＳＴ）が並列に設けられたハイドロメカニカルトランスミッション（ＨＭＴ）を搭載した車両に、減速時にＨＳＴの閉回路から供給される高圧の作動油を蓄える蓄圧器を備えた車両の動力回収装置が記載されている。この特許文献３に記載されている車両の動力回収装置は、車両の減速時に、閉回路の高圧の作動油を蓄圧器に蓄える際に、ＨＳＴの液圧モータの斜板角度を減少させて容量を減少させるように構成されている。   Patent Document 3 includes a hydromechanical transmission (HMT) in which a mechanical transmission (MT) is interposed between an input shaft and an output shaft, and a hydrostatic transmission (HST) is provided in parallel. A vehicle power recovery device is described that includes a pressure accumulator that stores high-pressure hydraulic oil supplied from a closed circuit of an HST during deceleration. The vehicle power recovery device described in Patent Document 3 reduces the swash plate angle of the HST hydraulic motor when storing the high-pressure hydraulic fluid in the closed circuit in the accumulator during deceleration of the vehicle. Is configured to decrease.

そして、特許文献４には、１対の可変容量式流体ポンプ／モータを接続する主流体回路と、その主流体回路間を可変容量式流体ポンプ／モータを介さずに直接連通させるバイパス系路と、そのバイパス系路の途中に設けられバイパス経路の開閉状態を制御するバイパス弁とを備え、発進時に、バイパス弁の開度を開閉制御して、発進時に現れる過大な出力トルクを軽減するように構成した無段変速機（ＨＳＴ）の発進制御装置が記載されている。   Patent Document 4 discloses a main fluid circuit that connects a pair of variable displacement fluid pumps / motors, and a bypass system that directly connects the main fluid circuits without using variable displacement fluid pumps / motors. A bypass valve provided in the middle of the bypass system to control the open / close state of the bypass path, and at the time of starting, the opening degree of the bypass valve is controlled to reduce excessive output torque that appears at the time of starting A starter control device for a continuously variable transmission (HST) is described.

特開２００６−２６６４９３号公報JP 2006-266493 A 特開平１１−３５１３８４号公報JP-A-11-351384 特開平１１−６５５７号公報Japanese Patent Laid-Open No. 11-6557 実開平５−６９４５０号公報Japanese Utility Model Publication No. 5-69450

上記の特許文献１に記載されている変速機では、発進の際には、いずれか一方の流体圧ポンプモータの押出容積がゼロにされていて、その流体圧ポンプモータを押出容積がゼロの状態から立ち上げることにより、閉回路内に油圧を発生させて動力源の出力トルクを増幅するようになっている。したがって、発進時には、閉回路に理論上では無限大の油圧が発生することになり、その過大な油圧により増幅されるトルクが過大トルクとなってしまう。そのため、従来では、閉回路内に圧力制御弁（カット弁，リリーフ弁）などを設けることにより、発進時に現れる過大な油圧の上昇を抑制している。   In the transmission described in Patent Document 1 described above, at the time of starting, the extrusion volume of one of the fluid pressure pump motors is zero, and the fluid pressure pump motor is in a state where the extrusion volume is zero. By starting up, the hydraulic pressure is generated in the closed circuit to amplify the output torque of the power source. Therefore, when starting, a theoretically infinite hydraulic pressure is generated in the closed circuit, and the torque amplified by the excessive hydraulic pressure becomes excessive torque. Therefore, conventionally, by providing a pressure control valve (cut valve, relief valve) or the like in the closed circuit, an excessive increase in hydraulic pressure that appears at the time of start is suppressed.

しかしながら、上記のように圧力制御弁（カット弁，リリーフ弁）によって過大な油圧上昇を抑制する場合には、一旦上昇させた高圧の油圧を、特に仕事をさせることなく閉回路の外部（オイル溜め部）に排圧することになる。そのため、その油圧の排圧分だけ油圧の漏れ損失が発生してしまい、そのことが、変速機としての効率の向上を阻害するもしくは効率を低下させる要因となっていた。   However, when excessive hydraulic pressure rise is suppressed by the pressure control valve (cut valve, relief valve) as described above, the high pressure hydraulic pressure that has once been raised is not applied to the outside of the closed circuit (oil sump without any particular work). Part). For this reason, a hydraulic oil leakage loss corresponding to the exhaust pressure of the hydraulic pressure occurs, which has been a factor that hinders improvement in efficiency as a transmission or reduces efficiency.

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、可変容量型流体圧ポンプモータを使用した変速機において、発進時における過大トルクの発生を回避もしくは抑制するとともに、漏れ損失を低減して変速機の効率を向上させることができる制御装置を提供することを目的とするものである。   The present invention has been made paying attention to the above technical problems, and in a transmission using a variable displacement fluid pressure pump motor, avoids or suppresses the occurrence of excessive torque at the time of starting and reduces leakage loss. It is an object of the present invention to provide a control device that can improve the efficiency of the transmission.

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、動力源と出力部材との間でそれぞれ互いに異なる複数の変速比を選択的に設定可能な少なくとも２つの動力伝達経路と、それら各動力伝達経路を介して伝達されるトルクを押出容積に応じて変化させるように前記各動力伝達経路毎に設けられかついずれか一方の押出容積がゼロの場合に他方が圧力流体の給排を阻止されてロックされるように吸入口同士および吐出口同士が相互に連通された可変容量型流体圧ポンプモータと、一方の前記可変容量型流体圧ポンプモータがロックされた場合に前記動力源からの動力を前記出力部材に伝達する第１伝動機構と、他方の前記可変容量型流体圧ポンプモータがロックされた場合に前記動力源からの動力を前記出力部材に伝達する第２伝動機構と、前記各伝動機構を選択的に動力伝達可能な状態にする切替機構とを備え、いずれかの前記各伝動機構の変速比で決まる固定変速段と、前記各可変容量型流体圧ポンプモータ同士の間で圧力流体を介して伝達する動力を連続的に変化させることによる無段変速状態とを設定することが可能なように構成された可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置において、前記吸入口同士を連通している流路と前記吐出口同士を連通している流路とのうち前記一方の可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積がゼロに設定されて他方の可変容量型流体圧ポンプモータがロックされている状態で高圧となる流路に連通された蓄圧装置と、リリーフ圧が制御可能であり、かつ前記高圧となる流路に接続されるとともに、前記リリーフ圧を予め定めた基準リリーフ圧よりも低下させることにより前記高圧となる流路の流体圧を排圧し、前記リリーフ圧を前記基準リリーフ圧以上に維持することにより前記高圧となる流路の流体圧の排圧を規制するリリーフ弁と、前記押出容積がゼロに設定された一方の可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積が増大される場合に、前記リリーフ弁を制御して前記排圧を規制して前記高圧となる流路の流体圧を前記蓄圧装置に蓄圧させる蓄圧制御手段とを備えていることを特徴とする制御装置である。   In order to achieve the above object, the invention of claim 1 is directed to at least two power transmission paths capable of selectively setting a plurality of different gear ratios between a power source and an output member, Provided for each power transmission path so that the torque transmitted through the transmission path is changed according to the extrusion volume, and when one of the extrusion volumes is zero, the other is prevented from supplying and discharging the pressure fluid. The variable displacement fluid pressure pump motor in which the suction ports and the discharge ports communicate with each other so that they are locked, and the power from the power source when one of the variable displacement fluid pressure pump motors is locked. A first transmission mechanism that transmits power to the output member, a second transmission mechanism that transmits power from the power source to the output member when the other variable displacement fluid pressure pump motor is locked, A switching mechanism for selectively transmitting power to each transmission mechanism, between a fixed shift stage determined by a gear ratio of each of the transmission mechanisms, and the variable displacement fluid pressure pump motors. In the control device for a variable displacement fluid pressure pump motor type transmission configured to be capable of setting a continuously variable transmission state by continuously changing the power transmitted via the pressure fluid, the suction Of the flow path communicating with the ports and the flow path communicating with the discharge ports, the extrusion volume of the one variable displacement fluid pressure pump motor is set to zero and the other variable displacement fluid pressure is set. A pressure accumulator communicated with a flow path that is high in a state where the pump motor is locked, and a relief pressure is controllable and connected to the high pressure flow path, and the relief pressure is predetermined. Standard By reducing the pressure below the leaf pressure, the fluid pressure in the high-pressure channel is discharged, and by maintaining the relief pressure at or above the reference relief pressure, the pressure of the fluid pressure in the high-pressure channel is regulated. When the extrusion volume of the relief valve and one of the variable displacement fluid pressure pump motors whose extrusion volume is set to zero is increased, the relief valve is controlled to regulate the exhaust pressure and become the high pressure. And a pressure accumulating control means for accumulating the fluid pressure in the flow path in the pressure accumulating device.

また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記蓄圧装置の圧力を検出する圧力センサを更に備え、前記蓄圧制御手段が、前記圧力センサにより検出された前記圧力が予め定めた基準圧力よりも高い場合に、前記リリーフ弁を制御して前記排圧を行う手段を含むことを特徴とする制御装置である。   The invention according to claim 2 is the invention according to claim 1, further comprising a pressure sensor for detecting the pressure of the pressure accumulating device, wherein the pressure accumulating control means is a reference in which the pressure detected by the pressure sensor is predetermined. The control device includes means for controlling the relief valve to perform the exhaust pressure when the pressure is higher than the pressure.

さらに、請求項３の発明は、請求項１または２の発明において、前記切替機構により前記各伝動機構のうち最大変速比の伝動機構が動力伝達可能な状態であるか否かを検出する発進状態検出手段を更に備え、前記蓄圧制御手段が、前記発進状態検出手段により前記最大変速比の伝動機構が動力伝達可能な状態にされたことを検出した場合に、前記リリーフ弁を制御して前記排圧を規制する手段を含むことを特徴とする制御装置である。   Further, the invention of claim 3 is a start state in which, in the invention of claim 1 or 2, the switching mechanism detects whether or not the transmission mechanism of the maximum transmission ratio among the transmission mechanisms is in a state capable of transmitting power. Detecting means for controlling the relief valve to detect the exhaust pressure when the pressure accumulation control means detects that the transmission mechanism of the maximum gear ratio is in a state capable of transmitting power by the start state detecting means. It is a control device including means for regulating pressure.

そして、請求項４の発明は、請求項１ないし３のいずれかの発明において、前記蓄圧装置が、前記高圧となる流路から該蓄圧装置への圧力流体の流動のみを許容する逆止弁機構を介して該高圧となる流路に連通されているとともに、前記蓄圧装置と圧力流体供給部位とを開閉弁機構を介して選択的に連通させる吐出制御手段を更に備えていることを特徴とする制御装置である。   A fourth aspect of the present invention is the check valve mechanism according to any one of the first to third aspects, wherein the pressure accumulator allows only a flow of pressure fluid from the high-pressure flow path to the pressure accumulator. And a discharge control means for selectively communicating the pressure accumulator and the pressure fluid supply part via an on-off valve mechanism. It is a control device.

請求項１の発明によれば、一方の可変容量型ポンプモータの押出容積がゼロよりも大きな所定の押出容積に設定されてロックされ、他方の可変容量型ポンプモータの押出容積がゼロに設定されている状態から、他方の可変容量型ポンプモータの押出容積がゼロから増大される場合に、それら各可変流体圧ポンプモータの吸入口同士を連通する流路もしくは吐出口同士を連通する流路のうちいずれかの流路で発生する高圧の流体圧が、蓄圧装置に蓄圧される。そのため、いずれかの可変容量型ポンプモータの押出容積をゼロから立ち上げる際に発生する高圧の流体圧を、漏れ損失として排圧することなく蓄圧装置に蓄えることができる。その結果、発進時に発生する高圧の流体圧が他方の可変容量型ポンプモータに供給されることによる過大トルクの発生を回避もしくは抑制できるとともに、漏れ損失を低減して変速機の効率を向上させることができる。   According to the first aspect of the present invention, the extrusion volume of one variable displacement pump motor is set and locked to a predetermined extrusion volume larger than zero, and the extrusion volume of the other variable displacement pump motor is set to zero. When the extrusion volume of the other variable displacement pump motor is increased from zero, the flow path that connects the suction ports of the variable fluid pressure pump motors or the flow path that connects the discharge ports High pressure fluid pressure generated in any one of the flow paths is accumulated in the pressure accumulator. Therefore, the high-pressure fluid pressure generated when the extrusion volume of any variable displacement pump motor is raised from zero can be stored in the pressure accumulator without being discharged as a leakage loss. As a result, it is possible to avoid or suppress the generation of excessive torque due to the high-pressure fluid pressure generated at the time of starting being supplied to the other variable displacement pump motor, and to reduce leakage loss and improve transmission efficiency. Can do.

また、請求項２の発明によれば、蓄圧装置の圧力が基準圧力よりも高い場合、例えば蓄圧装置が飽和状態にあるような場合は、リリーフ弁のリリーフ圧が低下させられ、すなわちリリーフ弁が開弁する方向に制御されて、高圧になった流体圧が排圧される。そのため、蓄圧装置が飽和して流体圧を蓄圧できない状態であっても、高圧の流体圧を排圧して変速機の流体圧回路の流体圧を適切な圧力に制御することができる。   According to the invention of claim 2, when the pressure of the pressure accumulator is higher than the reference pressure, for example, when the pressure accumulator is in a saturated state, the relief pressure of the relief valve is reduced, that is, the relief valve is The fluid pressure, which has been controlled to the direction of opening the valve, is discharged. Therefore, even if the pressure accumulator is saturated and the fluid pressure cannot be accumulated, the high pressure fluid pressure can be discharged and the fluid pressure in the fluid pressure circuit of the transmission can be controlled to an appropriate pressure.

さらに、請求項３の発明によれば、変速機における最大変速比が設定される場合、例えば発進時に変速比が最大に設定される場合に、前記のいずれかの流路で発生する高圧の流体圧が蓄圧装置に蓄圧される。そのため、発進時に発生する高圧の流体圧を、漏れ損失として排圧することなく蓄圧装置に蓄えることができる。   Further, according to the invention of claim 3, when the maximum speed ratio in the transmission is set, for example, when the speed ratio is set to the maximum at the time of starting, the high-pressure fluid generated in any one of the flow paths described above The pressure is accumulated in the accumulator. Therefore, the high-pressure fluid pressure generated at the time of starting can be stored in the pressure accumulator without being discharged as leakage loss.

そして、請求項４の発明によれば、蓄圧装置に所定の流体圧が蓄圧された状態で、開閉弁機構を開弁状態に制御することにより、蓄圧装置に蓄圧された圧力流体を、例えば潤滑や冷却用あるいはアクチュエータの作動用として圧力流体供給部位へ適宜に供給することができる。   According to the invention of claim 4, the pressure fluid accumulated in the pressure accumulating device can be lubricated, for example, by controlling the on-off valve mechanism in the valve open state in a state where a predetermined fluid pressure is accumulated in the pressure accumulating device. It can be appropriately supplied to the pressure fluid supply site for cooling or for operating the actuator.

つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。先ず、この発明で対象とする可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の構成について説明すると、この発明で対象とする可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機は、少なくとも２つの動力伝達経路を備えており、それら両方の動力伝達経路を介して、動力源から出力部材にトルクを伝達できるように構成され、その結果、動力源と出力部材との回転数の比である変速比を連続的に変化させることのできる変速機である。   Next, the present invention will be described based on specific examples. First, the configuration of the variable displacement fluid pressure pump motor type transmission targeted in the present invention will be described. The variable displacement fluid pressure pump motor transmission targeted in the present invention includes at least two power transmission paths. And configured so that torque can be transmitted from the power source to the output member via both of the power transmission paths. As a result, the speed ratio, which is the ratio of the rotational speeds of the power source and the output member, is continuously set. It is a transmission that can be changed.

より具体的には、各動力伝達経路は、ポンプおよびモータのそれぞれとして機能する可変容量型流体圧ポンプモータを備えており、その各可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積に応じたトルクを伝達するように構成され、さらにそれぞれの可変容量型流体圧ポンプモータが圧力流体を相互に授受できるように連通されている。したがって、一方の可変容量型流体圧ポンプモータがポンプとして機能することにより、その押出容積に応じたトルクが動力源から出力部材に伝達され、同時に、一方の可変容量型流体圧ポンプモータから他方の可変容量型流体圧ポンプモータに圧力流体が供給されて他方の可変容量型流体圧ポンプモータがモータとして機能する。すなわち、圧力流体を介した動力伝達が並行して行われ、そのトルクが他方の動力伝達経路を介して出力部材に伝達される。その結果、出力部材に伝達されるトルクは、各動力伝達経路を介して伝達されるトルクの合計になり、しかも圧力流体を介して伝達されるトルクは、各押出容積に応じて変化するので、結局は、変速比が連続的に変化することになる。   More specifically, each power transmission path includes a variable displacement fluid pressure pump motor that functions as a pump and a motor, respectively, and transmits torque according to the extrusion volume of each variable displacement fluid pressure pump motor. Further, the variable displacement fluid pressure pump motors are communicated with each other so as to exchange pressure fluids. Therefore, when one of the variable displacement fluid pressure pump motors functions as a pump, torque corresponding to the extrusion volume is transmitted from the power source to the output member, and at the same time, from one variable displacement fluid pressure pump motor to the other. Pressure fluid is supplied to the variable displacement fluid pressure pump motor, and the other variable displacement fluid pressure pump motor functions as a motor. That is, power transmission via the pressure fluid is performed in parallel, and the torque is transmitted to the output member via the other power transmission path. As a result, the torque transmitted to the output member is the sum of the torque transmitted through each power transmission path, and the torque transmitted through the pressure fluid changes according to each extrusion volume. Eventually, the gear ratio changes continuously.

各動力伝達経路は、それぞれ互いに変速比の異なるギヤ対や巻き掛け伝動装置などの伝動機構を備えることができ、一方の動力伝達経路のみを介して出力部材にトルクを伝達する場合には、変速機の全体としての変速比は、その動力伝達経路における伝動機構の変速比で決まる。このような変速比を仮に固定変速段と称すると、固定変速段を設定している状態では、圧力流体を介した動力の伝達が生じないので、動力の損失が生じにくく、効率の良い伝動状態となる。なお、いずれかの伝動機構のみをトルク伝達に関与させるようにするために、クラッチ機構などの切替機構を各伝動機構に含ませることが好ましく、あるいは動力源もしくは出力部材と伝動機構との間に切替機構を設けることが好ましい。   Each power transmission path can be provided with a transmission mechanism such as a gear pair or a winding transmission device having different gear ratios, and when transmitting torque to the output member only through one power transmission path, The speed ratio of the entire machine is determined by the speed ratio of the transmission mechanism in the power transmission path. If such a gear ratio is referred to as a fixed gear, the transmission of power via the pressure fluid does not occur in the state where the fixed gear is set. It becomes. Note that a switching mechanism such as a clutch mechanism is preferably included in each transmission mechanism so that only one of the transmission mechanisms is involved in torque transmission, or between the power source or output member and the transmission mechanism. It is preferable to provide a switching mechanism.

この発明で対象とする可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機は、圧力流体を介して動力を伝達するように構成されているので、上述したように機械的な動力伝達によって変速比を設定する機能を兼ね備えたハイドロスタティック・メカニカル・トランスミッション（ＨＭＴ）として構成されたものであることが好ましい。そのメカニカル・トランスミッションの部分は、必要に応じて適宜の構成とすることができ、常時噛み合っているギヤ対をクラッチ機構もしくは同期連結機構によって選択する構成の機構や、複数の遊星歯車機構もしくは複合遊星歯車機構によって複数の変速比を設定できる構成などを採用することができる。また、可変容量型流体圧ポンプモータは、動力源と出力部材との間に直列に介在させる構成以外に、反力手段として可変容量型流体圧ポンプモータを用いる構成とすることもできる。   Since the variable displacement fluid pressure pump motor type transmission targeted by the present invention is configured to transmit power via pressure fluid, the speed ratio is set by mechanical power transmission as described above. It is preferable that it is configured as a hydrostatic mechanical transmission (HMT) having a function. The mechanical transmission portion can be appropriately configured as required, and a mechanism that selects a gear pair that is always meshed by a clutch mechanism or a synchronous coupling mechanism, or a plurality of planetary gear mechanisms or compound planets. A configuration in which a plurality of gear ratios can be set by a gear mechanism can be employed. Further, the variable displacement fluid pressure pump motor may be configured to use a variable displacement fluid pressure pump motor as the reaction force means, in addition to the structure in which the variable displacement fluid pressure pump motor is interposed in series between the power source and the output member.

つぎに、この発明で対象とする可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の構成を具体例に基づいて説明する。図１に示す例は、車両用の変速機ＴＭとして構成した例であり、差動機構を動力分配機構として使用するとともに、伝動機構として複数のギヤ対を使用している。したがって、可変容量型流体圧ポンプモータが反力機構となっている例であって、流体を介さずにトルクを伝達して設定できるいわゆる固定変速段として４つの前進段および１つの後進段を設定するように構成した例である。すなわち、図１において、動力源（Ｅ／Ｇ）１に入力部材２が連結されており、この入力部材２から第１遊星歯車機構３および第２遊星歯車機構４にトルクを伝達するように構成されている。   Next, the configuration of the variable displacement fluid pressure pump motor type transmission targeted in the present invention will be described based on a specific example. The example shown in FIG. 1 is an example configured as a transmission TM for a vehicle, and uses a differential mechanism as a power distribution mechanism and a plurality of gear pairs as a transmission mechanism. Therefore, the variable displacement fluid pressure pump motor is an example of a reaction force mechanism, and four forward speeds and one reverse speed are set as so-called fixed shift speeds that can be set by transmitting torque without passing through fluid. This is an example of the configuration. That is, in FIG. 1, an input member 2 is connected to a power source (E / G) 1, and the torque is transmitted from the input member 2 to the first planetary gear mechanism 3 and the second planetary gear mechanism 4. Has been.

動力源１は、内燃機関や電気モータあるいはこれらを組み合わせた構成など、車両に使用されている一般的な動力源であってよい。以下の説明では、動力源１として、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンあるいはＬＰＧエンジンなどのエンジン１を使用した例を説明する。また、このエンジン１と入力部材２との間にダンパーやクラッチ、トルクコンバータなどの適宜の伝動手段を介在させてもよい。   The power source 1 may be a general power source used in a vehicle such as an internal combustion engine, an electric motor, or a combination of these. In the following description, an example in which an engine 1 such as a gasoline engine, a diesel engine, or an LPG engine is used as the power source 1 will be described. Moreover, you may interpose suitable transmission means, such as a damper, a clutch, and a torque converter, between this engine 1 and the input member 2.

第１遊星歯車機構３は、入力部材２と同一軸線上に配置され、第２遊星歯車機構４が第１遊星歯車機構３の半径方向で外側に離隔し、それぞれの中心軸線を平行にした状態で並列に配置されている。これらの遊星歯車機構３，４は、シングルピニオン型やダブルピニオン型などの適宜の形式の遊星歯車機構を用いることができる。図１に示す例はシングルピニオン型遊星歯車機構によって構成した例であり、外歯歯車であるサンギヤ３Ｓ，４Ｓと、そのサンギヤ３Ｓ，４Ｓと同心円状に配置された、内歯歯車であるリングギヤ３Ｒ，４Ｒと、これらサンギヤ３Ｓ，４Ｓとリングギヤ３Ｒ，４Ｒとに噛み合っているピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持したキャリア３Ｃ，４Ｃとを備えている。そして、第１遊星歯車機構３におけるリングギヤ３Ｒに入力部材２が連結され、このリングギヤ３Ｒが入力要素となっている。   The first planetary gear mechanism 3 is disposed on the same axis as the input member 2, and the second planetary gear mechanism 4 is separated outward in the radial direction of the first planetary gear mechanism 3, and the respective central axes are parallel to each other. Are arranged in parallel. These planetary gear mechanisms 3 and 4 can use planetary gear mechanisms of an appropriate type such as a single pinion type and a double pinion type. The example shown in FIG. 1 is an example constituted by a single pinion type planetary gear mechanism, and is a sun gear 3S, 4S that is an external gear, and a ring gear 3R that is an internal gear arranged concentrically with the sun gear 3S, 4S. , 4R and carriers 3C, 4C holding pinion gears meshed with these sun gears 3S, 4S and ring gears 3R, 4R so as to be rotatable and revolved. The input member 2 is connected to the ring gear 3R in the first planetary gear mechanism 3, and the ring gear 3R serves as an input element.

また、入力部材２にはカウンタドライブギヤ５が取り付けられており、このカウンタドライブギヤ５にアイドルギヤ６が噛み合っていて、さらにそのアイドルギヤ６にカウンタドリブンギヤ７が噛み合っている。このカウンタドリブンギヤ７は、第２遊星歯車機構４と同一軸線上に配置され、かつ第２遊星歯車機構４のリングギヤ４Ｒに、一体となって回転するように連結されている。したがって、第２遊星歯車機構４においては、そのリングギヤ４Ｒが入力要素となっている。各遊星歯車機構３，４の入力要素であるリングギヤ３Ｒ，４Ｒは、カウンタギヤ対がアイドルギヤ６を備えた構成であるから、同方向に回転するようになっている。   A counter drive gear 5 is attached to the input member 2. An idle gear 6 is engaged with the counter drive gear 5, and a counter driven gear 7 is engaged with the idle gear 6. The counter driven gear 7 is arranged on the same axis as the second planetary gear mechanism 4 and is connected to the ring gear 4R of the second planetary gear mechanism 4 so as to rotate together. Therefore, in the second planetary gear mechanism 4, the ring gear 4R serves as an input element. The ring gears 3R and 4R, which are input elements of the planetary gear mechanisms 3 and 4, are configured so that the counter gear pair includes the idle gear 6, and thus rotate in the same direction.

第１遊星歯車機構３におけるキャリア３Ｃは出力要素となっており、そのキャリア３Ｃに第１中間軸８が、一体になって回転するように連結されている。この第１中間軸８は中空軸であって、その内部をモータ軸９が回転自在に挿入されており、このモータ軸９の一端部が、第１遊星歯車機構３における反力要素であるサンギヤ３Ｓに、一体となって回転するように連結されている。   The carrier 3C in the first planetary gear mechanism 3 serves as an output element, and the first intermediate shaft 8 is connected to the carrier 3C so as to rotate integrally. The first intermediate shaft 8 is a hollow shaft into which a motor shaft 9 is rotatably inserted. One end of the motor shaft 9 is a sun gear that is a reaction force element in the first planetary gear mechanism 3. It is connected to 3S so as to rotate together.

第２遊星歯車機構４も同様な構成であって、そのキャリア４Ｃが出力要素となっており、そのキャリア４Ｃに第２中間軸１０が、一体になって回転するように連結されている。この第２中間軸１０は中空軸であって、その内部をモータ軸１１が回転自在に挿入されており、このモータ軸１１の一端部が、第２遊星歯車機構４における反力要素であるサンギヤ４Ｓに、一体となって回転するように連結されている。   The second planetary gear mechanism 4 has the same configuration, and the carrier 4C serves as an output element, and the second intermediate shaft 10 is connected to the carrier 4C so as to rotate together. The second intermediate shaft 10 is a hollow shaft into which a motor shaft 11 is rotatably inserted. One end of the motor shaft 11 is a sun gear that is a reaction force element in the second planetary gear mechanism 4. 4S is connected to rotate integrally.

上記のモータ軸９の他方の端部が、可変容量型ポンプモータ１２の出力軸に連結されている。この可変容量型ポンプモータ１２は、斜軸ポンプや斜板ポンプあるいはラジアルピストンポンプなどの吐出容量すなわち押出容積を変更可能な流体圧（油圧）ポンプであって、その出力軸にトルクを与えて回転させることによりポンプとして機能して圧力流体（圧油）を吐出し、また吐出口もしくは吸入口から圧力流体を供給することにより、モータとして機能するようになっている。なお、この可変容量型ポンプモータ１２を以下の説明では、第１ポンプモータ１２と記し、図にはＰＭ１と表示する。   The other end of the motor shaft 9 is connected to the output shaft of the variable displacement pump motor 12. The variable displacement pump motor 12 is a fluid pressure (hydraulic) pump capable of changing a discharge capacity, that is, an extrusion volume, such as a slant shaft pump, a swash plate pump, or a radial piston pump, and rotates by giving torque to its output shaft. Thus, the pressure fluid (pressure oil) is discharged by functioning as a pump, and the pressure fluid is supplied from the discharge port or the suction port, thereby functioning as a motor. In the following description, the variable displacement pump motor 12 is referred to as a first pump motor 12 and is represented as PM1 in the drawing.

また、モータ軸１１の他方の端部が、可変容量型ポンプモータ１３の出力軸に連結されている。この可変容量型ポンプモータ１３は、モータ軸９側の第１ポンプモータ１２と同様の構成のものであり、したがって斜軸ポンプや斜板ポンプあるいはラジアルピストンポンプなどの吐出容量すなわち押出容積を変更可能な流体圧（油圧）ポンプを採用することができる。なお、この可変容量型ポンプモータ１３を以下の説明では、第２ポンプモータ１３と記し、図にはＰＭ２と表示する。   The other end of the motor shaft 11 is connected to the output shaft of the variable displacement pump motor 13. The variable displacement pump motor 13 has the same configuration as the first pump motor 12 on the motor shaft 9 side, and therefore the discharge capacity, that is, the extrusion volume, of the inclined shaft pump, the swash plate pump, the radial piston pump, or the like can be changed. A simple fluid pressure (hydraulic) pump can be employed. In the following description, the variable displacement pump motor 13 is referred to as a second pump motor 13 and is indicated as PM2 in the figure.

各ポンプモータ１２，１３は、圧力流体である圧油を相互に受け渡すことができるように、油路１４，１５によって連通されている。すなわち、それぞれの吸入ポート（吸入口）１２Ｓ，１３Ｓ同士が、油路１４によって連通され、また吐出ポート（吐出口）１２Ｄ，１３Ｄ同士が、油路１５によって連通されている。したがって各油路１４，１５によって閉回路ＣＣが形成されている。この閉回路ＣＣでの油圧制御のための機構については後述する。   The pump motors 12 and 13 are communicated with each other by oil passages 14 and 15 so that the pressure oil, which is a pressure fluid, can be transferred to each other. That is, the suction ports (suction ports) 12S and 13S are communicated with each other by the oil passage 14, and the discharge ports (discharge ports) 12D and 13D are communicated with each other through the oil passage 15. Therefore, a closed circuit CC is formed by the oil passages 14 and 15. A mechanism for hydraulic control in the closed circuit CC will be described later.

上記の各中間軸８，１０と平行に、この発明の出力部材に相当する出力軸１６が配置されている。そして、この出力軸１６と各中間軸８，１０との間のそれぞれに、所定の変速比を設定する伝動機構が設けられている。この伝動機構としては、固定された回転数比（変速比）で動力を伝達する機構に限らず、変速比が可変な機構を採用することができ、図１に示す例では、固定された変速比で動力を伝達する複数のギヤ対１７，１８，１９，２０が採用されている。   An output shaft 16 corresponding to the output member of the present invention is arranged in parallel with each of the intermediate shafts 8 and 10 described above. A transmission mechanism for setting a predetermined gear ratio is provided between the output shaft 16 and each of the intermediate shafts 8 and 10. The transmission mechanism is not limited to a mechanism that transmits power at a fixed rotation speed ratio (transmission ratio), and a mechanism with a variable transmission ratio can be employed. In the example shown in FIG. A plurality of gear pairs 17, 18, 19, and 20 that transmit power in a ratio are employed.

具体的に説明すると、第１中間軸８には、第１遊星歯車機構３側から順に、この発明の第１伝動機構に相当する、第４速ギヤ対１７の第４速駆動ギヤ１７Ａと、第２速ギヤ対１８の第２速駆動ギヤ１８Ａとが配置されており、それら第４速駆動ギヤ１７Ａと第２速駆動ギヤ１８Ａとは第１中間軸８に対して回転自在に嵌合させられている。その第４速駆動ギヤ１７Ａに噛み合っている第４速ギヤ対１７の第４速従動ギヤ１７Ｂと、第２速駆動ギヤ１８Ａに噛み合っている第２速ギヤ対１８の第２速従動ギヤ１８Ｂとが、出力軸１６に一体回転するように取り付けられている。   Specifically, the first intermediate shaft 8 includes, in order from the first planetary gear mechanism 3 side, a fourth speed drive gear 17A of the fourth speed gear pair 17 corresponding to the first transmission mechanism of the present invention, A second speed drive gear 18A of the second speed gear pair 18 is disposed, and the fourth speed drive gear 17A and the second speed drive gear 18A are rotatably fitted to the first intermediate shaft 8. It has been. The fourth speed driven gear 17B of the fourth speed gear pair 17 meshed with the fourth speed drive gear 17A, and the second speed driven gear 18B of the second speed gear pair 18 meshed with the second speed drive gear 18A Is attached to the output shaft 16 so as to rotate integrally therewith.

一方、第２中間軸にも、第２遊星歯車機構４側から順に、この発明の第２伝動機構に相当する、第３速ギヤ対１９の第３速駆動ギヤ１９Ａと、第１速ギヤ対２０の第１速駆動ギヤ２０Ａとが配置されている。第３速駆動ギヤ１９Ａは上記の第４速従動ギヤ１７Ｂに噛み合っていて、第１速駆動ギヤ２０Ａは上記の第２速従動ギヤ１８Ｂに噛み合っている。そして、それら第３速駆動ギヤ１９Ａと第１速駆動ギヤ２０Ａとは第２中間軸１０に回転自在に嵌合させられている。したがって、第４速従動ギヤ１７Ｂが第３速ギヤ対１９の第３速従動ギヤ１９Ｂを兼ねており、また第２速従動ギヤ１８Ｂが第１速ギヤ対２０の第１速従動ギヤ２０Ｂを兼ねている。ここで、各ギヤ対１７，１８，１９，２０の回転数比もしくは変速比（それぞれの駆動ギヤの歯数に対する従動ギヤの歯数の比）について説明すると、その回転数比は、第１速用ギヤ対２０、第２速用ギヤ対１８、第３速用ギヤ対１９、第４速用ギヤ対１７の順に小さくなるように構成されている。   On the other hand, also on the second intermediate shaft, in order from the second planetary gear mechanism 4 side, the third speed drive gear 19A of the third speed gear pair 19 and the first speed gear pair corresponding to the second transmission mechanism of the present invention. 20 first speed drive gears 20A are arranged. The third speed drive gear 19A meshes with the fourth speed driven gear 17B, and the first speed drive gear 20A meshes with the second speed driven gear 18B. The third speed drive gear 19 </ b> A and the first speed drive gear 20 </ b> A are rotatably fitted to the second intermediate shaft 10. Accordingly, the fourth speed driven gear 17B also functions as the third speed driven gear 19B of the third speed gear pair 19, and the second speed driven gear 18B also functions as the first speed driven gear 20B of the first speed gear pair 20. ing. Here, the rotational speed ratio or gear ratio of each gear pair 17, 18, 19, 20 (ratio of the number of teeth of the driven gear to the number of teeth of each drive gear) will be described. The gear pair 20 for the second gear, the gear pair 18 for the second speed, the gear pair 19 for the third speed, and the gear pair 17 for the fourth speed are configured to become smaller in order.

さらに、発進用ギヤ対２１が設けられている。この発進用ギヤ対２１は、第１速用ギヤ対２０と併せて出力軸１６に動力を伝達することにより、発進時の駆動力を必要十分に大きくするためのものであって、したがってこの変速機ＴＭの各伝動機構のうち最大の変速比に設定されている。そして、この発進用ギヤ対２１は、第１ポンプモータ１２側のモータ軸９に取り付けられた発進駆動ギヤ２１Ａと、出力軸１６に回転自在に取り付けられた発進従動ギヤ２１Ｂとを備えている。   Furthermore, a starting gear pair 21 is provided. This starting gear pair 21 is used to transmit the power to the output shaft 16 together with the first speed gear pair 20 so as to increase the driving force at the time of starting sufficiently. It is set to the maximum gear ratio among the transmission mechanisms of the machine TM. The starting gear pair 21 includes a starting driving gear 21A attached to the motor shaft 9 on the first pump motor 12 side, and a starting driven gear 21B attached to the output shaft 16 so as to be rotatable.

上述した各ギヤ対１７，１８，１９，２０，２１を、いずれかの中間軸８，１０と出力軸１６との間で選択的にトルク伝達可能な状態とするための機構、すなわちこの発明の切替機構に相当するクラッチ機構が設けられている。このクラッチ機構は、要は、選択的にトルクを伝達する機構であって、従来知られているドグクラッチ機構や同期連結機構（シンクロナイザー）などの機構を採用することができ、図１にはシンクロナイザーを採用した例を示してある。   A mechanism for allowing each of the gear pairs 17, 18, 19, 20, and 21 described above to selectively transmit torque between any of the intermediate shafts 8 and 10 and the output shaft 16, that is, according to the present invention. A clutch mechanism corresponding to the switching mechanism is provided. The clutch mechanism is a mechanism for selectively transmitting torque, and a conventionally known mechanism such as a dog clutch mechanism or a synchronous coupling mechanism (synchronizer) can be employed. FIG. An example of adopting a Nizer is shown.

シンクロナイザーは、基本的には、回転軸と共に回転するスリーブと、その回転軸に対して相対回転する他の回転部材に設けられたスプラインと、前記スリーブに押されて他の回転部材側に移動するシンクロナイザーリングとを有している。そして、スリーブを他の回転部材のスプライン側に移動させる過程でシンクロナイザーリングが回転部材に次第に摩擦接触することにより回転軸と回転部材とを同期させ、その状態でスリーブがスプラインに係合することにより、回転軸と回転部材とを連結するように構成されている。出力軸１６上で、発進従動ギヤ２１Ｂに隣接する位置に第１のシンクロナイザー（以下、第１シンクロと記す）２２が設けられている。この第１シンクロ２２は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより、発進従動ギヤ２１Ｂを出力軸１６に連結し、発進用ギヤ対２１がモータ軸９と出力軸１６との間でトルクを伝達するように構成されている。   The synchronizer basically has a sleeve that rotates together with a rotating shaft, a spline provided on another rotating member that rotates relative to the rotating shaft, and is moved by the sleeve toward the other rotating member. And synchronizer ring. Then, in the process of moving the sleeve to the spline side of the other rotating member, the synchronizer ring gradually makes frictional contact with the rotating member to synchronize the rotating shaft and the rotating member, and in that state the sleeve engages with the spline. Thus, the rotating shaft and the rotating member are connected to each other. On the output shaft 16, a first synchronizer (hereinafter referred to as a first synchronizer) 22 is provided at a position adjacent to the starter driven gear 21 </ b> B. The first sync 22 moves its sleeve to the left side of FIG. 1 to connect the starter driven gear 21B to the output shaft 16, and the starter gear pair 21 torques between the motor shaft 9 and the output shaft 16. Is configured to communicate.

また、第２中間軸１０上で、第３速駆動ギヤ１９Ａと第１速駆動ギヤ２０Ａとの間に第２のシンクロナイザー（以下、第２シンクロと記す）２３が設けられている。この第２シンクロ２３は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより、第１速駆動ギヤ２０Ａを第２中間軸１０に連結し、第１速用ギヤ対２０が第２中間軸１０と出力軸１６との間でトルクを伝達するように構成されている。また、反対にそのスリーブを図１の右側に移動させることにより、第３速駆動ギヤ１９Ａを第２中間軸１０に連結し、第３速用ギヤ対１９が第２中間軸１０と出力軸１６との間でトルクを伝達するように構成されている。   On the second intermediate shaft 10, a second synchronizer (hereinafter referred to as a second synchronizer) 23 is provided between the third speed drive gear 19 </ b> A and the first speed drive gear 20 </ b> A. The second synchronizer 23 connects the first speed drive gear 20A to the second intermediate shaft 10 by moving the sleeve to the left side in FIG. 1, and the first speed gear pair 20 is connected to the second intermediate shaft 10. Torque is transmitted to and from the output shaft 16. On the other hand, the third speed drive gear 19A is connected to the second intermediate shaft 10 by moving the sleeve to the right in FIG. 1, and the third speed gear pair 19 is connected to the second intermediate shaft 10 and the output shaft 16. Torque is transmitted between the two.

さらに、第１中間軸８上で、第２速駆動ギヤ１８Ａと第４速駆動ギヤ１７Ａとの間に第３のシンクロナイザー（以下、第３シンクロと記す）２４が設けられている。この第３シンクロ２４は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより、第２速駆動ギヤ１８Ａを第１中間軸８に連結し、第２速用ギヤ対１８が第１中間軸８と出力軸１６との間でトルクを伝達するように構成されている。また、反対にそのスリーブを図１の右側に移動させることにより、第４速駆動ギヤ１７Ａを第１中間軸８に連結し、第４速用ギヤ対１７が第１中間軸８と出力軸１６との間でトルクを伝達するように構成されている。   Further, on the first intermediate shaft 8, a third synchronizer (hereinafter referred to as a third synchronizer) 24 is provided between the second speed drive gear 18A and the fourth speed drive gear 17A. The third synchronizer 24 moves the sleeve to the left side in FIG. 1 to connect the second speed drive gear 18A to the first intermediate shaft 8, and the second speed gear pair 18 is connected to the first intermediate shaft 8. Torque is transmitted to and from the output shaft 16. On the other hand, the fourth speed drive gear 17A is connected to the first intermediate shaft 8 by moving the sleeve to the right in FIG. 1, and the fourth speed gear pair 17 is connected to the first intermediate shaft 8 and the output shaft 16. Torque is transmitted between the two.

またさらに、第２ポンプモータ１３側のモータ軸１１上で、第２中間軸１０の軸端に隣接する位置に後進用のシンクロナイザー（以下、Ｒシンクロと記す）２５が設けられている。このＲシンクロ２５は、そのスリーブを図１の右側に移動させることにより、モータ軸１１と第２中間軸１０、すなわち第２遊星歯車機構４におけるサンギヤ４Ｓとキャリア４Ｃとを連結して、第２遊星歯車機構４の全体を一体回転させるように構成されている。   Furthermore, a reverse synchronizer (hereinafter referred to as “R synchro”) 25 is provided on the motor shaft 11 on the second pump motor 13 side at a position adjacent to the shaft end of the second intermediate shaft 10. The R synchro 25 connects the motor shaft 11 and the second intermediate shaft 10, that is, the sun gear 4S and the carrier 4C in the second planetary gear mechanism 4 by moving the sleeve to the right in FIG. The entire planetary gear mechanism 4 is configured to rotate integrally.

上記の各シンクロ２２，２３，２４，２５は、手動操作によって切り替え動作するように構成することができるが、これに替えていわゆる自動制御するように構成することもできる。その場合は、例えば前述したスリーブを軸線方向に移動させる適宜のアクチュエータ（図示せず）を設け、そのアクチュエータを電気的に制御するように構成すればよい。   Each of the synchros 22, 23, 24, and 25 can be configured to be switched by manual operation, but can be configured to perform so-called automatic control instead. In that case, for example, an appropriate actuator (not shown) for moving the above-described sleeve in the axial direction may be provided, and the actuator may be electrically controlled.

このように、図１に示す可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機ＴＭは、エンジン１が出力したトルクが、いずれかの中間軸８，１０もしくはモータ軸９，１１を介して出力軸１６に伝達されるように構成されている。すなわち、エンジン１から第１中間軸８もしくはモータ軸９を経由して出力軸１６に至る動力伝達経路と、エンジン１から第２中間軸１０もしくはモータ軸１１を経由して出力軸１６に至る動力伝達経路との、エンジン１と出力軸１６との間でそれぞれ互いに異なる複数の変速比を、各シンクロ２２，２３，２４，２５の切り替え動作によって選択的に設定可能な２つの動力伝達経路が構成されている。そして、出力軸１６には、歯車機構あるいはチェーンなどの巻き掛け伝動装置などの伝動手段２６を介してデファレンシャル２７が連結され、ここから左右の車軸２８に動力を出力するようになっている。   As described above, in the variable displacement fluid pressure pump motor type transmission TM shown in FIG. 1, the torque output from the engine 1 is applied to the output shaft 16 via any one of the intermediate shafts 8 and 10 or the motor shafts 9 and 11. It is configured to be transmitted. That is, a power transmission path from the engine 1 via the first intermediate shaft 8 or the motor shaft 9 to the output shaft 16 and a power transmission from the engine 1 via the second intermediate shaft 10 or the motor shaft 11 to the output shaft 16. Two power transmission paths that can selectively set a plurality of different transmission ratios between the engine 1 and the output shaft 16 by switching operations of the synchros 22, 23, 24, and 25 are configured. Has been. A differential 27 is connected to the output shaft 16 through a transmission means 26 such as a gear mechanism or a winding transmission device such as a chain, from which power is output to the left and right axles 28.

さらに、変速機ＴＭの動作状態を検出するためのセンサが設けられている。具体的には、前述した入力部材２もしくはこれと一体のカウンタドライブギヤ５の回転数を検出する入力回転数センサ２９、車軸２８の回転数を検出する出力回転数センサ３０、第１ポンプモータ１２の回転数を検出する回転数センサ３１、第２ポンプモータ１３の回転数を検出する回転数センサ３２、そして前述した第１シンクロ２２のスリーブの位置を検出するストロークセンサ３３などが設けられている。   Further, a sensor for detecting the operating state of the transmission TM is provided. Specifically, the input rotational speed sensor 29 for detecting the rotational speed of the input member 2 or the counter drive gear 5 integrated therewith, the output rotational speed sensor 30 for detecting the rotational speed of the axle 28, and the first pump motor 12. A rotation speed sensor 31 for detecting the rotation speed of the second pump motor 13, a rotation speed sensor 32 for detecting the rotation speed of the second pump motor 13, and a stroke sensor 33 for detecting the position of the sleeve of the first synchro 22 are provided. .

つぎに、上記の各ポンプモータ１２，１３を制御するための流体圧回路（油圧回路）について説明する。各ポンプモータ１２，１３を連通させている閉回路ＣＣにおける油路１４，１５には、流体（具体的にはオイル）を補給するためのチャージポンプ（もしくはブーストポンプ）３４が設けられている。このチャージポンプ３４は、上記の閉回路ＣＣからの漏れなどによるオイルの不足を補うためのものであって、前述したエンジン１や図示しないモータなどによって駆動されて、オイルパン３５からオイルを汲み上げて閉回路に供給するようになっている。   Next, a fluid pressure circuit (hydraulic circuit) for controlling the pump motors 12 and 13 will be described. A charge pump (or boost pump) 34 for replenishing fluid (specifically oil) is provided in the oil passages 14 and 15 in the closed circuit CC that communicates the pump motors 12 and 13. The charge pump 34 is for compensating for the shortage of oil due to leakage from the closed circuit CC. The charge pump 34 is driven by the engine 1 or a motor (not shown) to pump oil from the oil pan 35. It is designed to supply a closed circuit.

そのチャージポンプ３４の吐出口は、閉回路ＣＣにおける油路１４と油路１５とにそれぞれチェック弁３６，３７を介して連通されている。なお、これらのチェック弁３６，３７は、チャージポンプ３４からの吐出方向に開き、これとは反対方向に閉じるように構成されている。さらに、チャージポンプ３４の吐出圧を調整するためのリリーフ弁３８が、チャージポンプ３４の吐出口に連通されている。このリリーフ弁３８は、スプリングによる弾性力とパイロット圧もしくはソレノイドによる押圧力との和より高い圧力が作用した場合に開いてオイルをオイルパン３５に排出するように構成されており、したがってチャージポンプ３４の吐出圧をパイロット圧に応じた圧力に設定するように構成されている。   The discharge port of the charge pump 34 communicates with the oil passage 14 and the oil passage 15 in the closed circuit CC via check valves 36 and 37, respectively. The check valves 36 and 37 are configured to open in the discharge direction from the charge pump 34 and close in the opposite direction. Further, a relief valve 38 for adjusting the discharge pressure of the charge pump 34 is communicated with the discharge port of the charge pump 34. The relief valve 38 is configured to open and discharge oil to the oil pan 35 when a pressure higher than the sum of the elastic force of the spring and the pilot pressure or the pressing force of the solenoid is applied. The discharge pressure is set to a pressure corresponding to the pilot pressure.

さらに、第１ポンプモータ１２の吸入ポート１２Ｓと油路１５との間に、第１リリーフ弁３９が設けられている。すなわち、第１ポンプモータ１２と並列に、各油路１４，１５を連通させるように第１リリーフ弁３９が設けられている。この第１リリーフ弁３９は、第１ポンプモータ１２の吸入ポート１２Ｓ、または第２ポンプモータ１３の吸入ポート１３Ｓから圧油を吐出する場合に、その吐出圧を予め設定した圧力に維持するように構成されている。言い換えれば、第１リリーフ弁３９は、油路１４の圧力が予め設定した圧力以上高い場合に開いて排圧するように構成されている。   Further, a first relief valve 39 is provided between the suction port 12S of the first pump motor 12 and the oil passage 15. That is, a first relief valve 39 is provided in parallel with the first pump motor 12 so as to communicate the oil passages 14 and 15. The first relief valve 39 maintains the discharge pressure at a preset pressure when pressure oil is discharged from the suction port 12S of the first pump motor 12 or the suction port 13S of the second pump motor 13. It is configured. In other words, the first relief valve 39 is configured to open and exhaust when the pressure in the oil passage 14 is higher than a preset pressure.

また、第２ポンプモータ１３の吐出ポート１３Ｄと油路１４との間に、第２リリーフ弁４０が設けられている。すなわち、第２ポンプモータ１３と並列に、各油路１４，１５を連通させるように第２リリーフ弁４０が設けられている。この第２リリーフ弁４０は、第２ポンプモータ１３の吐出ポート１３Ｄ、または第１ポンプモータ１２の吐出ポート１２Ｄから圧油を吐出する場合に、その吐出圧を予め設定した圧力に維持するように構成されている。言い換えれば、第２リリーフ弁４０は、油路１５の圧力が予め設定した圧力以上高い場合に開いて排圧するように構成されている。   A second relief valve 40 is provided between the discharge port 13 </ b> D of the second pump motor 13 and the oil passage 14. That is, the second relief valve 40 is provided in parallel with the second pump motor 13 so as to communicate the oil passages 14 and 15. The second relief valve 40 maintains the discharge pressure at a preset pressure when pressure oil is discharged from the discharge port 13D of the second pump motor 13 or the discharge port 12D of the first pump motor 12. It is configured. In other words, the second relief valve 40 is configured to open and exhaust when the pressure in the oil passage 15 is higher than a preset pressure.

そして、これら各リリーフ弁３９，４０は、それぞれ、設定圧（すなわちリリーフ圧）をゼロを含む所定の圧力に調圧することができ、前記の各動力伝達経路に作用する伝達トルクをそれぞれ低減（トルクをゼロにすることも含む）することが可能な構成となっている。   Each of the relief valves 39 and 40 can adjust the set pressure (that is, the relief pressure) to a predetermined pressure including zero, and reduce the transmission torque acting on each of the power transmission paths (torque). In other words, it is possible to include zero.

したがって、いずれかのリリーフ弁３９（もしくは４０）のリリーフ圧をゼロにすることにより、そのリリーフ弁３９（もしくは４０）が設けられている側の油路１４（もしくは１５）の油圧をゼロにして、ポンプモータ１２（もしくは１３）をフリーの状態、すなわちニュートラルの状態にすることができる。言い換えると、リリーフ弁３９（もしくは４０）を制御してそのリリーフ圧をゼロにすることにより、そのリリーフ弁３９（もしくは４０）が設けられている側のポンプモータ１２（もしくは１３）を、その押出容積がゼロより大きい容積に制御されている場合であっても、出力軸１６に対して動力の伝達に関与しない状態にすることができる。   Therefore, by reducing the relief pressure of any relief valve 39 (or 40) to zero, the oil pressure of the oil passage 14 (or 15) on the side where the relief valve 39 (or 40) is provided is made zero. The pump motor 12 (or 13) can be brought into a free state, that is, a neutral state. In other words, by controlling the relief valve 39 (or 40) to reduce the relief pressure to zero, the pump motor 12 (or 13) on the side where the relief valve 39 (or 40) is provided is pushed out. Even when the volume is controlled to be greater than zero, the output shaft 16 can be brought into a state not involved in power transmission.

さらに、エネルギを回収するための機構が設けられている。すなわち、エンジン１が動力を出力しているいわゆるパワーオン状態で高圧となる油路１４に、チェック弁４１を介して蓄圧装置４２が連通されている。チェック弁４１は、この発明の逆止弁機構に相当する弁機構であって、油路１４から蓄圧装置４２に向けた圧油の流動のみを許容するように構成されている。また、蓄圧装置４２は、圧油を封入できるボンベ（もしくはタンク）を主体とするものであって、必要に応じてその内容積を弾性的に減じて内圧を相対的に高くするように構成され、そのために例えば所定圧力のガスが封入されている。そして、蓄圧装置４２に蓄えられた圧油の圧力を検出して信号を出力する圧力センサ４３が設けられている。   Furthermore, a mechanism for recovering energy is provided. That is, the pressure accumulating device 42 is communicated with the oil passage 14 that is high pressure in a so-called power-on state where the engine 1 outputs power via the check valve 41. The check valve 41 is a valve mechanism corresponding to the check valve mechanism of the present invention, and is configured to allow only the flow of pressure oil from the oil passage 14 toward the pressure accumulator 42. The pressure accumulator 42 is mainly composed of a cylinder (or tank) that can enclose pressure oil, and is configured to elastically reduce its internal volume as required to relatively increase the internal pressure. For this purpose, for example, gas of a predetermined pressure is enclosed. A pressure sensor 43 that detects the pressure of the pressure oil stored in the pressure accumulator 42 and outputs a signal is provided.

また、蓄圧装置４２とチェック弁４１との間から分岐してオン・オフ弁４４が連通されており、このオン・オフ弁４４を介して蓄圧装置４２から制御回路４５に圧油を選択的に供給するように構成されている。このオン・オフ弁４４は電気信号によって動作することにより、開状態と閉状態とに切り替わるいわゆる電磁弁である。具体的には、このオン・オフ弁４４は、この発明の開閉弁機構に相当する弁機構であって、ソレノイドに通電することによる押圧力（パイロット圧）が、スプリングによる弾性力に対抗するように作用している状態がＯＮ状態（開状態）であって、蓄圧装置４２と制御回路４５とを連通させるようになっている。一方、パイロット圧が作用していない状態、すなわちソレノイドに通電されていない状態がＯＦＦ状態（閉状態）であって、蓄圧装置４２と制御回路４５と遮断されるようになっている。   In addition, an on / off valve 44 is branched from the pressure accumulator 42 and the check valve 41 and communicated, and pressure oil is selectively transmitted from the pressure accumulator 42 to the control circuit 45 via the on / off valve 44. It is configured to supply. The on / off valve 44 is a so-called electromagnetic valve that switches between an open state and a closed state by operating according to an electrical signal. Specifically, the on / off valve 44 is a valve mechanism corresponding to the on-off valve mechanism of the present invention, and the pressing force (pilot pressure) generated by energizing the solenoid opposes the elastic force of the spring. The state acting on is the ON state (open state), and the pressure accumulator 42 and the control circuit 45 are made to communicate with each other. On the other hand, the state where the pilot pressure is not acting, that is, the state where the solenoid is not energized is an OFF state (closed state), and is disconnected from the pressure accumulator 42 and the control circuit 45.

そして、制御回路４５は、前述した各ポンプモータ１２，１３の押出容積や各シンクロ２２，２３，２４，２５を動作させるためのアクチュエータ（図示せず）、さらには各リリーフ弁３９，４０のリリーフ圧や潤滑油などを制御するためのものであって、蓄圧装置４２の油圧や図示しないポンプで汲み上げた油圧を元圧として各部の油圧を制御するように構成されている。さらにまた、各油路１４，１５の圧力をそれぞれ検出して信号を出力する油圧センサ４６，４７が設けられている。   Then, the control circuit 45 is configured to operate the above-described extrusion volumes of the pump motors 12 and 13, actuators (not shown) for operating the synchros 22, 23, 24 and 25, and reliefs of the relief valves 39 and 40. This is for controlling pressure, lubricating oil, etc., and is configured to control the hydraulic pressure of each part using the hydraulic pressure of the pressure accumulating device 42 or the hydraulic pressure pumped up by a pump (not shown) as a source pressure. Furthermore, hydraulic sensors 46 and 47 for detecting the pressures of the oil passages 14 and 15 and outputting signals are provided.

上記の各ポンプモータ１２，１３の押出容積や各シンクロ２２，２３，２４，２５の切り替え動作あるいは各リリーフ弁３９，４０のリリーフ圧などを電気的に制御できるように構成されており、そのための電子制御装置（ＥＣＵ）４８が設けられている。この電子制御装置４８は、マイクロコンピュータを主体にして構成されたものであって、所定の回転部材の回転数や動作部材のストロークなどの検出信号が入力され、それらの入力された信号および予め記憶している情報ならびにプログラムに基づいて演算を行い、その演算結果に応じて指令信号を出力するように構成されている。   The pumping capacity of each pump motor 12, 13 and the switching operation of each synchro 22, 23, 24, 25 or the relief pressure of each relief valve 39, 40 can be electrically controlled. An electronic control unit (ECU) 48 is provided. The electronic control device 48 is configured mainly with a microcomputer, and receives detection signals such as the number of rotations of a predetermined rotating member and the stroke of an operating member, and stores those input signals and pre-stores them. The calculation is performed based on the information and the program, and the command signal is output according to the calculation result.

つぎに、上述した変速機ＴＭの作用について説明する。図２は、各変速段を設定する際の各ポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）１２，１３、および各シンクロ２２，２３，２４，２５の動作状態をまとめて示す図表であって、この図２における各ポンプモータ１２，１３についての「ＯＦＦ」は、ポンプ容量を実質的にゼロとし、その出力軸が回転させられても圧油を発生することがなく、また油圧が供給されても出力軸が回転しない状態（フリー）を示し、「ＬＯＣＫ」はそのロータの回転を止めている状態を示している。さらに「油圧発生」は、ポンプ容量を実質的なゼロより大きくするとともに圧油を吐出している状態を示し、したがって該当するポンプモータ１２（もしくは１３）はポンプとして機能している。また、「油圧回収」は、一方のポンプモータ１３（もしくは１２）が吐出した圧油が供給されてモータとして機能している状態を示し、したがって該当するポンプモータ１２（もしくは１３）は軸トルクを発生し、対応するモータ軸９，１１および中間軸８，１０に駆動トルクを伝達している。   Next, the operation of the transmission TM described above will be described. FIG. 2 is a chart collectively showing the operation states of the pump motors (PM1, PM2) 12, 13 and the synchros 22, 23, 24, 25 when setting the respective gear positions. “OFF” for each of the pump motors 12 and 13 makes the pump capacity substantially zero, does not generate pressure oil even if the output shaft is rotated, and the output shaft is not supplied even if hydraulic pressure is supplied. A state where the rotor does not rotate (free) is indicated, and “LOCK” indicates a state where the rotation of the rotor is stopped. Furthermore, “hydraulic pressure generation” indicates a state in which the pump capacity is made larger than substantially zero and pressure oil is discharged, and thus the corresponding pump motor 12 (or 13) functions as a pump. “Hydraulic pressure recovery” indicates a state in which pressure oil discharged from one pump motor 13 (or 12) is supplied to function as a motor, and therefore the corresponding pump motor 12 (or 13) has a shaft torque. The generated torque is transmitted to the corresponding motor shafts 9 and 11 and the intermediate shafts 8 and 10.

そして、各シンクロ２２，２３，２４，２５についての「右」、「左」は、それぞれのシンクロ２２，２３，２４，２５におけるスリーブの図１での位置を示すとともに、丸括弧はダウンシフトするための待機状態、カギ括弧はアップシフトするための待機状態を示し、そして「○」は該当するシンクロ２２，２３，２４，２５をＯＦＦ状態（中立位置）に設定することにより引き摺りを低減している状態、「●」は該当するシンクロ２２，２３，２４，２５をＯＦＦ状態（中立位置）に設定して中立状態となっていることを示す。   In addition, “right” and “left” for each of the synchros 22, 23, 24, and 25 indicate the positions of the sleeves in the respective synchros 22, 23, 24, and 25 in FIG. 1, and the parentheses are downshifted. The stand-by state, the brackets indicate the stand-by state for upshifting, and “◯” reduces drag by setting the corresponding synchro 22, 23, 24, 25 to the OFF state (neutral position). “●” indicates that the corresponding synchro 22, 23, 24, 25 is set to the OFF state (neutral position) and is in the neutral state.

ニュートラルポジションが選択されてニュートラル（Ｎ）状態を設定する際には、各ポンプモータ１２，１３が「ＯＦＦ」状態とされ、また各シンクロ２２，２３，２４，２５のスリーブが中央位置に設定される。したがって、いずれのギヤ対１７，１８，１９，２０，２１も出力軸１６に連結されていないニュートラル状態となる。すなわち、各ポンプモータ１２，１３が、それらの押出容積（ポンプ容量）が実質的にゼロとなるように制御される。その結果、いわゆる空回り状態となるので、各遊星歯車機構３，４のリングギヤ３Ｒ，４Ｒにエンジン１からトルクが伝達されても、サンギヤ３Ｓ，４Ｓに反力が作用しない。そのため、出力要素であるキャリア３Ｃ，４Ｃに連結されている各中間軸８，１０にはトルクが伝達されない。   When the neutral position is selected and the neutral (N) state is set, the pump motors 12 and 13 are set to the “OFF” state, and the sleeves of the synchros 22, 23, 24, and 25 are set to the center positions. The Therefore, none of the gear pairs 17, 18, 19, 20, 21 is in a neutral state that is not connected to the output shaft 16. That is, the pump motors 12 and 13 are controlled so that their extrusion volumes (pump capacity) are substantially zero. As a result, a so-called idling state is established, so that even if torque is transmitted from the engine 1 to the ring gears 3R, 4R of the planetary gear mechanisms 3, 4, no reaction force acts on the sun gears 3S, 4S. Therefore, torque is not transmitted to the intermediate shafts 8 and 10 connected to the carriers 3C and 4C that are output elements.

シフトポジションがドライブポジションなどの走行ポジションに切り替えられると、第１シンクロ２２のスリーブが図１の左側に移動させられるとともに第２シンクロ２３のスリーブが、図１の左側に移動させられる。したがって、発進駆動ギヤ２１Ａがモータ軸９に連結されて第１ポンプモータ１２と出力軸１６とが連結され、また第１速駆動ギヤ２０Ａが第２中間軸１０に連結されて第２遊星歯車機構４の出力要素であるキャリア４Ｃと出力軸１６とが連結される。すなわち、固定変速段である第１速を設定する状態となる。また、これと併せて各ポンプモータ１２，１３の押出容積がゼロより大きい容積に制御される。   When the shift position is switched to a travel position such as a drive position, the sleeve of the first sync 22 is moved to the left in FIG. 1 and the sleeve of the second sync 23 is moved to the left in FIG. Therefore, the starting drive gear 21A is connected to the motor shaft 9, the first pump motor 12 and the output shaft 16 are connected, and the first speed drive gear 20A is connected to the second intermediate shaft 10 to be the second planetary gear mechanism. 4 is the output element 4 and the output shaft 16 is coupled. That is, the first speed, which is a fixed gear, is set. At the same time, the extrusion volume of each pump motor 12, 13 is controlled to be larger than zero.

したがって、第２ポンプモータ１３は第２遊星歯車機構４によって分配されたエンジン１の動力によって駆動されてポンプとして機能する。すなわち、第２ポンプモータ１３は、油圧を発生させることに伴う反力トルクをモータ軸１１およびサンギヤ４Ｓに与える。これを図２には「油圧発生」と記載してある。そのため、第２遊星歯車機構４の差動作用によってキャリア４Ｃにトルクが伝達され、そのトルクが第１速用ギヤ対２０を介して出力軸１６に伝達される。   Therefore, the second pump motor 13 is driven by the power of the engine 1 distributed by the second planetary gear mechanism 4 and functions as a pump. In other words, the second pump motor 13 gives the reaction torque accompanying the generation of the hydraulic pressure to the motor shaft 11 and the sun gear 4S. This is described as “hydraulic pressure generation” in FIG. Therefore, the torque is transmitted to the carrier 4C by the differential action of the second planetary gear mechanism 4, and the torque is transmitted to the output shaft 16 via the first speed gear pair 20.

一方、第２ポンプモータ１３で発生した油圧がその吸入ポート１３Ｓから吐出されて第１ポンプモータ１２の吸入ポート１２Ｓに供給される。その結果、第１ポンプモータ１２がモータとして機能する。これを図２には「油圧回収」と記載してある。このようにして第１ポンプモータ１２に伝達される動力が発進用ギヤ対２１を介して出力軸１６に伝達される。したがって発進から第１速までの駆動状態では、第２遊星歯車機構４を介したいわゆる機械的な動力の伝達と、油圧を介した動力の伝達との両方が生じ、これらの動力を合成した動力が出力軸１６に現れる。また、この過程での変速比は、固定変速段である第１速より大きい値となり、その変速比は連続的に、あるいは無段階に変化する。   On the other hand, the hydraulic pressure generated by the second pump motor 13 is discharged from the suction port 13S and supplied to the suction port 12S of the first pump motor 12. As a result, the first pump motor 12 functions as a motor. This is described as “hydraulic pressure recovery” in FIG. In this way, the power transmitted to the first pump motor 12 is transmitted to the output shaft 16 via the starting gear pair 21. Therefore, in the driving state from the start to the first speed, both so-called mechanical power transmission via the second planetary gear mechanism 4 and power transmission via the hydraulic pressure are generated, and the combined power of these powers is generated. Appears on the output shaft 16. Further, the gear ratio in this process becomes a value larger than the first speed which is the fixed gear stage, and the gear ratio changes continuously or steplessly.

こうしてエンジン１の回転数や車速が変化して第１速の変速比になると、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1がゼロに設定され、また第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2が最大に設定され、その結果、実質上、第２ポンプモータ１３の回転がロックされる。すなわちモータ軸１１およびこれに連結されている第２ポンプモータ１３が固定される。また、併せて第１シンクロ２２がＯＦＦ状態に設定される。その結果、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓが固定され、また第１遊星歯車機構３は出力軸１６に対する動力の伝達に関与しなくなるので、エンジン１が出力した動力は、第２遊星歯車機構４および第１速用ギヤ対２０を介して出力軸１６に伝達される。すなわち、第１速用ギヤ対２０のギヤ比で決まる固定変速段が設定される。なお、この場合、第１ポンプモータ１２およびこれに連結されているモータ軸９が空転するので、第１中間軸８にトルクは現れない。   Thus, when the rotation speed of the engine 1 and the vehicle speed change to the first speed ratio, the extrusion volume q1 of the first pump motor 12 is set to zero, and the extrusion volume q2 of the second pump motor 13 is set to the maximum. As a result, the rotation of the second pump motor 13 is substantially locked. That is, the motor shaft 11 and the second pump motor 13 connected thereto are fixed. At the same time, the first sync 22 is set to the OFF state. As a result, the sun gear 4S of the second planetary gear mechanism 4 is fixed, and the first planetary gear mechanism 3 is not involved in the transmission of power to the output shaft 16, so that the power output from the engine 1 is the second planetary gear mechanism. 4 and the first speed gear pair 20 are transmitted to the output shaft 16. That is, a fixed speed determined by the gear ratio of the first speed gear pair 20 is set. In this case, since the first pump motor 12 and the motor shaft 9 connected thereto are idled, no torque appears on the first intermediate shaft 8.

固定変速段である第１速からアップシフトする場合、第３シンクロ２４のスリーブを図１の左側に移動させて第２速駆動ギヤ１８Ａを第１中間軸８に連結しておく。なお、Ｒシンクロ２５は中立状態にしておく。また、第３シンクロ２４のスリーブを第２速駆動ギヤ１８Ａに係合させる場合、第３シンクロ２４のスリーブの回転数と第２速駆動ギヤ１８Ａとの回転数を一致させる同期制御を行う。その同期制御は、前述のシンクロ２２，２３，２４，２５のスリーブを相手部材に係合させる場合にも同様に行われる。   In the case of upshifting from the first speed, which is the fixed gear stage, the sleeve of the third sync 24 is moved to the left side in FIG. 1 and the second speed drive gear 18A is connected to the first intermediate shaft 8. The R synchro 25 is kept in a neutral state. Further, when the sleeve of the third synchro 24 is engaged with the second speed drive gear 18A, synchronous control is performed so that the rotation speed of the sleeve of the third synchro 24 matches the rotation speed of the second speed drive gear 18A. The synchronization control is similarly performed when the sleeves of the synchros 22, 23, 24, and 25 are engaged with the mating member.

この状態で、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1を最大に向けて次第に増大させる。第２速へのアップシフト待機状態では、第１ポンプモータ１２は逆回転しているから、その押出容積ｑ1を次第に増大させることによりポンプとして機能する。すなわち、油圧を発生し（図２に「油圧発生」と記してある）、同時にそれに伴う反力トルクがモータ軸９に現れる。その結果、第１遊星歯車機構３および第２速用ギヤ対１８を介した動力の伝達が次第に行われる。また、第１ポンプモータ１２で発生した油圧が第２ポンプモータ１３に供給されてこれがモータとして機能する（図２に「油圧回収」と記してある）ので、第２ポンプモータ１３および第２遊星歯車機構４ならびに第１速用ギヤ対２０を介した動力の伝達が生じる。そのため、第１速から第２速への変速の過程での変速比は、第１速の変速比と第２速の変速比との間の値となり、かつ連続的に変化する変速比となる。すなわち、変速比が連続的に変化する無段変速状態となる。これは、上述した発進から第１速の変速比に到るまでの間、および各固定変速段の間でも同様であり、したがって上述した変速機は、無段変速機として機能させることができる。   In this state, the extrusion volume q1 of the first pump motor 12 is gradually increased toward the maximum. In the upshift standby state to the second speed, the first pump motor 12 rotates in the reverse direction, and thus functions as a pump by gradually increasing the extrusion volume q1. That is, hydraulic pressure is generated (indicated as “hydraulic pressure generation” in FIG. 2), and at the same time, a reaction force torque associated therewith appears on the motor shaft 9. As a result, transmission of power through the first planetary gear mechanism 3 and the second speed gear pair 18 is gradually performed. Further, the hydraulic pressure generated by the first pump motor 12 is supplied to the second pump motor 13 and functions as a motor (indicated as “hydraulic pressure recovery” in FIG. 2), so that the second pump motor 13 and the second planetary gear. Power is transmitted through the gear mechanism 4 and the first speed gear pair 20. Therefore, the speed ratio in the process of shifting from the first speed to the second speed is a value between the speed ratio of the first speed and the speed ratio of the second speed, and is a continuously changing speed ratio. . That is, a continuously variable transmission state in which the gear ratio continuously changes is obtained. This is the same during the period from the start to the speed ratio of the first speed and between the fixed shift speeds. Therefore, the above-described transmission can function as a continuously variable transmission.

固定変速段である第１速を設定している状態では、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1はゼロ（もしくは最小に近い所定値以下）に設定され、また第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2は最大もしくはこれに近い所定値以上になっている。したがって、第１ポンプモータ１２およびこれに連結されているモータ軸９が空転し、また第２ポンプモータ１３から第１ポンプモータ１２に対して圧油が流動することができないので、第２ポンプモータ１３はロックされた状態になる。この状態から先ず第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1が次第に増大させられる。その結果、第１ポンプモータ１２で油圧が発生し、これが第２ポンプモータ１３に供給されるので、第２ポンプモータ１３がモータとして作用する。すなわち、各ポンプモータ１２，１３の間で圧油を介した動力の伝達が生じる。   In the state where the first speed, which is a fixed speed, is set, the extrusion volume q1 of the first pump motor 12 is set to zero (or less than a predetermined value close to the minimum), and the extrusion volume q2 of the second pump motor 13 is set. Is greater than or equal to a predetermined value that is at or near the maximum. Accordingly, the first pump motor 12 and the motor shaft 9 connected to the first pump motor 12 run idle, and the pressure oil cannot flow from the second pump motor 13 to the first pump motor 12. Therefore, the second pump motor 13 becomes locked. From this state, the extrusion volume q1 of the first pump motor 12 is first gradually increased. As a result, hydraulic pressure is generated in the first pump motor 12, and this is supplied to the second pump motor 13, so that the second pump motor 13 acts as a motor. That is, power is transmitted between the pump motors 12 and 13 via the pressure oil.

こうして第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1が最大になると、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が共に最大もしくはこれに近い所定値以上となる。その後、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1を最大もしくはこれに近い所定値以上に維持したまま、第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2が次第に低下させられる。そして、第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2がゼロ（もしくは最小に近い所定値以下）になることにより、固定変速段である第２速が設定される。すなわち、各ギヤ対のうち第２速用ギヤ対１８のみを介して動力の伝達が行われ、第２速用ギヤ対１８の回転数比に応じた変速比が設定される。   Thus, when the extrusion volume q1 of the first pump motor 12 is maximized, the extrusion volumes q1 and q2 of the pump motors 12 and 13 are both maximized or more than a predetermined value close to this. Thereafter, the extrusion volume q2 of the second pump motor 13 is gradually reduced while maintaining the extrusion volume q1 of the first pump motor 12 at a maximum or close to a predetermined value close to this. And the 2nd speed which is a fixed gear stage is set because the extrusion volume q2 of the 2nd pump motor 13 becomes zero (or below predetermined value near the minimum). That is, power is transmitted only through the second speed gear pair 18 of each gear pair, and a gear ratio according to the rotation speed ratio of the second speed gear pair 18 is set.

第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1がほぼ最大になりその回転が停止し、もしくは停止に近い状態になることにより、モータ軸９が実質的に固定される。また、併せて第２ポンプモータ１３がＯＦＦ状態に設定される。したがって、第１遊星歯車機構３では、そのサンギヤ３Ｓが固定されるので、リングギヤ３Ｒに入力された動力がキャリア３Ｃから第１中間軸８を経て第２速駆動ギヤ１８Ａに出力される。一方、第２ポンプモータ１３はＯＦＦ状態となっており、これと同軸上に配置されているＲシンクロ２５および第２シンクロ２３はＯＦＦ状態であってそのスリーブが中立位置にあるので、第２ポンプモータ１３や第２遊星歯車機構４は動力の伝達に関与しない。したがって、第２速用ギヤ対１８のギヤ比で決まる固定変速段である第２速が設定される。   When the extrusion volume q1 of the first pump motor 12 is substantially maximized and its rotation is stopped or is almost stopped, the motor shaft 9 is substantially fixed. In addition, the second pump motor 13 is set to the OFF state. Accordingly, since the sun gear 3S is fixed in the first planetary gear mechanism 3, the power input to the ring gear 3R is output from the carrier 3C to the second speed drive gear 18A via the first intermediate shaft 8. On the other hand, the second pump motor 13 is in the OFF state, and the R synchro 25 and the second synchro 23 arranged coaxially with the second pump motor 13 are in the OFF state and the sleeve is in the neutral position. The motor 13 and the second planetary gear mechanism 4 are not involved in power transmission. Accordingly, the second speed, which is a fixed shift stage determined by the gear ratio of the second speed gear pair 18, is set.

以下、同様にして、第３速は第２シンクロ２３のスリーブを図１の右側に移動させて第３速駆動ギヤ１９Ａを第２中間軸１０に連結し、また第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2を最大にすることにより、第１速の場合と同様に、モータ軸１１および第２ポンプモータ１３を固定し、さらに他のシンクロ２２，２４がＯＦＦ状態に設定される。したがって、第３速用ギヤ対１９を介して出力軸１６に動力が伝達され、固定変速段である第３速が設定される。また、第４速は第３シンクロ２４のスリーブを図１の右側に移動させて第４速駆動ギヤ１７Ａを第１中間軸８に連結し、また第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1を最大にすることにより、第２速の場合と同様に、モータ軸９および第１ポンプモータ１２を固定し、さらに他のシンクロ２３，２５がＯＦＦ状態に設定される。したがって、第４速用ギヤ対１７を介して出力軸１６に動力が伝達され、固定変速段である第４速が設定される。   Similarly, the third speed is achieved by moving the sleeve of the second synchro 23 to the right in FIG. 1 to connect the third speed drive gear 19A to the second intermediate shaft 10, and the second pump motor 13 push-out volume. By maximizing q2, as in the case of the first speed, the motor shaft 11 and the second pump motor 13 are fixed, and the other synchros 22 and 24 are set to the OFF state. Accordingly, the power is transmitted to the output shaft 16 via the third speed gear pair 19, and the third speed, which is a fixed gear stage, is set. For the fourth speed, the sleeve of the third synchro 24 is moved to the right in FIG. 1 to connect the fourth speed drive gear 17A to the first intermediate shaft 8, and the extrusion volume q1 of the first pump motor 12 is maximized. As a result, as in the case of the second speed, the motor shaft 9 and the first pump motor 12 are fixed, and the other synchros 23 and 25 are set to the OFF state. Accordingly, the power is transmitted to the output shaft 16 via the fourth speed gear pair 17, and the fourth speed, which is a fixed gear stage, is set.

さらに、後進段について説明すると、リバースポジションが選択された場合には、第１シンクロ２２のスリーブが図１の左側に移動させられ、またＲシンクロ２５のスリーブが図１の右側に移動させられ、さらに他のシンクロ２３，２４がＯＦＦ状態に設定される。したがって、Ｒシンクロ２５によって第２中間軸１０とモータ軸１１とが連結されることにより、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓとキャリア４Ｃとが連結されて第２遊星歯車機構４の全体が実質的に一体化される。また、発進駆動ギヤ２１Ａがモータ軸９すなわち第１ポンプモータ１２のロータに連結される。   Further, the reverse gear will be described. When the reverse position is selected, the sleeve of the first sync 22 is moved to the left side of FIG. 1, and the sleeve of the R sync 25 is moved to the right side of FIG. Further, the other syncs 23 and 24 are set to the OFF state. Therefore, when the second intermediate shaft 10 and the motor shaft 11 are connected by the R synchro 25, the sun gear 4S of the second planetary gear mechanism 4 and the carrier 4C are connected, and the entire second planetary gear mechanism 4 is substantially the same. Integrated. The start drive gear 21 </ b> A is connected to the motor shaft 9, that is, the rotor of the first pump motor 12.

したがって、エンジン１から第２遊星歯車機構４に伝達された動力がそのまま第２ポンプモータ１３に伝達されてこれが駆動され、第２ポンプモータ１３によって油圧が発生する。なお、第２シンクロ２３がＯＦＦ状態であるから、第２遊星歯車機構４あるいは第２中間軸１０から出力軸１６に動力が伝達されることはない。一方、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1がゼロより大きい容積、例えば最大容積に制御される。その結果、第２ポンプモータ１３から供給された油圧によって第１ポンプモータ１２がモータとして機能し、モータ軸９にトルクを出力する。その場合、第１ポンプモータ１２にはその吐出ポート１２Ｄから油圧が供給されるので、第１ポンプモータ１２が逆回転する。そして、そのトルクが発進用ギヤ対２１を介して出力軸１６に伝達されるので、後進状態となる。すなわち、後進段では、油圧を介した動力の伝達が生じ、これを図２では、第１ポンプモータ１２について「油圧回収」と記し、第２ポンプモータ１３について「油圧発生」と記してある。   Therefore, the motive power transmitted from the engine 1 to the second planetary gear mechanism 4 is transmitted to the second pump motor 13 as it is, and this is driven, and hydraulic pressure is generated by the second pump motor 13. Since the second synchro 23 is in the OFF state, power is not transmitted from the second planetary gear mechanism 4 or the second intermediate shaft 10 to the output shaft 16. On the other hand, the extrusion volume q1 of the first pump motor 12 is controlled to a volume larger than zero, for example, the maximum volume. As a result, the first pump motor 12 functions as a motor by the hydraulic pressure supplied from the second pump motor 13 and outputs torque to the motor shaft 9. In that case, since the hydraulic pressure is supplied to the first pump motor 12 from the discharge port 12D, the first pump motor 12 rotates in the reverse direction. Then, the torque is transmitted to the output shaft 16 via the starting gear pair 21, so that a reverse state is established. That is, in the reverse speed, power is transmitted via hydraulic pressure, and in FIG. 2, this is indicated as “hydraulic pressure recovery” for the first pump motor 12 and “hydraulic pressure generation” for the second pump motor 13.

前述したように、この発明で対象とする可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機ＴＭは、発進の際に、第２ポンプモータ１３をその押出容積ｑ2がゼロの状態から立ち上げるため、理論上無限大の油圧が発生し、それに伴って出力軸１６に過大なトルクが作用することになる。   As described above, the variable displacement fluid pressure pump motor type transmission TM that is the subject of the present invention theoretically starts up the second pump motor 13 from a state in which the extrusion volume q2 is zero when starting. Infinite hydraulic pressure is generated, and excessive torque acts on the output shaft 16 accordingly.

具体的には、発進時には、第１シンクロ２２のスリーブおよび第２シンクロ２３のスリーブは図１の左側に位置し、第３シンクロ２４のスリーブは中立位置にある。この場合、エンジン１からの入力トルクＴinは第２遊星歯車機構４のみに伝達される。すなわち、第２遊星歯車機構４のリングギヤ４Ｒに入力された入力トルクＴinは、第２遊星歯車機構４の キャリア４ＣのトルクＴc2とサンギヤ４ＳのトルクＴs2とに分割され、キャリア４ＣのトルクＴc2が第１速ギヤ対２０を経由して出力トルクＴ1stとして出力軸１６に伝達される。   Specifically, when starting, the sleeve of the first sync 22 and the sleeve of the second sync 23 are located on the left side of FIG. 1, and the sleeve of the third sync 24 is in the neutral position. In this case, the input torque Tin from the engine 1 is transmitted only to the second planetary gear mechanism 4. That is, the input torque Tin input to the ring gear 4R of the second planetary gear mechanism 4 is divided into the torque Tc2 of the carrier 4C and the torque Ts2 of the sun gear 4S of the second planetary gear mechanism 4, and the torque Tc2 of the carrier 4C is the first torque Tc2. It is transmitted to the output shaft 16 as the output torque T1st via the first speed gear pair 20.

この場合、第１速ギヤ対２０のギヤ比をκ1st、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓとリングギヤ４Ｒとの歯数比（すなわち、「サンギヤ４Ｓの歯数／リングギヤ４Ｒの歯数」）をρとすると、出力トルクＴ1stは、
Ｔ1st＝κ1st×（１＋ρ）×Ｔin ・・・・・（１）
として表される。 In this case, the gear ratio of the first speed gear pair 20 is κ1st, and the gear ratio between the sun gear 4S and the ring gear 4R of the second planetary gear mechanism 4 (that is, “the number of teeth of the sun gear 4S / the number of teeth of the ring gear 4R”). If ρ, the output torque T1st is
T1st = κ1st × (1 + ρ) × Tin (1)
Represented as:

一方、第２遊星歯車機構４のサンギヤのトルクＴs2は、第２ポンプモータ１３に入力され、すなわち第２ポンプモータ１３をポンプとして駆動し、閉回路ＣＣ内に油圧Ｐを発生させる。この場合の第２ポンプモータ１３の押出容積をｑ2とすると、この油圧Ｐは、
Ｐ＝（２π／ｑ2）×Ｔs2＝（２π／ｑ2）×ρ×Ｔin ・・・・・（２）
として表される。 On the other hand, the sun gear torque Ts2 of the second planetary gear mechanism 4 is input to the second pump motor 13, that is, the second pump motor 13 is driven as a pump to generate the hydraulic pressure P in the closed circuit CC. If the extrusion volume of the second pump motor 13 in this case is q2, the hydraulic pressure P is
P = (2π / q2) × Ts2 = (2π / q2) × ρ × Tin (2)
Represented as:

このようにして第２ポンプモータ１３で発生させた油圧Ｐは、油路１４を経由して第１ポンプモータ１２に供給される。したがって、その油圧Ｐによって第１ポンプモータ１２がモータとして駆動され、その結果、第１ポンプモータ１２がモータトルクＴMを出力する。この場合の第１ポンプモータ１２の押出容積をｑ1とすると、このモータトルクＴMは、
ＴM＝（Ｐ×ｑ1）／２π＝（ｑ1／ｑ2）×ρ×Ｔin ・・・・・（３）
として表される。 The hydraulic pressure P generated by the second pump motor 13 in this way is supplied to the first pump motor 12 via the oil passage 14. Accordingly, the first pump motor 12 is driven as a motor by the hydraulic pressure P, and as a result, the first pump motor 12 outputs the motor torque TM. In this case, if the extrusion volume of the first pump motor 12 is q1, the motor torque TM is
TM = (P × q1) / 2π = (q1 / q2) × ρ × Tin (3)
Represented as:

ここで、発進用ギヤ対２１のギヤ比をκsとすると、発進用ギヤ対２１を経由して出力軸１６に出力されるトルクＴsは、
Ｔs＝κs×（ｑ1／ｑ2）×ρ×Ｔin ・・・・・（４）
として求められる。 If the gear ratio of the starting gear pair 21 is κs, the torque Ts output to the output shaft 16 via the starting gear pair 21 is
Ts = κs × (q1 / q2) × ρ × Tin (4)
As required.

そして、最終的に車軸２８に伝達されるトルクＴoutは、デファレンシャル２７のギヤ比をκdとすると、上記の（１）式ないし（４）式から、
Ｔout＝κD×（Ｔ1st＋Ｔs）
＝κD×｛（１＋ρ）×Ｔin＋κs×（ｑ1／ｑ2）×ρ×Ｔin｝ ・・・（５）
として求められる。したがって、上記の（４）式，（５）式における「（ｑ1／ｑ2）」が、入力トルクＴinに対するトルク増幅分となっている。 The torque Tout finally transmitted to the axle 28 is obtained from the above equations (1) to (4), assuming that the gear ratio of the differential 27 is κd.
Tout = κD × (T1st + Ts)
= ΚD × {(1 + ρ) × Tin + κs × (q1 / q2) × ρ × Tin} (5)
As required. Therefore, “(q1 / q2)” in the above equations (4) and (5) is the amount of torque amplification with respect to the input torque Tin.

前述したように変速機ＴＭは、ニュートラル状態では各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が共にゼロとなるように制御されていて、各ポンプモータ１２，１３は空回り状態（フリー状態）になっている。この状態から発進する場合、図３に示すように、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1が最大に設定されるとともに、第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2がゼロから次第に増大させられる。そのため、発進直後においては、入力トルクＴinに対するトルク増幅分（ｑ1／ｑ2）が理論上ほぼ無限大になり、したがって図４のタイムチャートに破線で示すように、出力軸１６には一時的に過大な出力トルクＴoutが伝達されることになる。   As described above, the transmission TM is controlled so that the extrusion volumes q1 and q2 of the pump motors 12 and 13 are both zero in the neutral state, and the pump motors 12 and 13 are in the idle state (free state). It has become. When starting from this state, as shown in FIG. 3, the extrusion volume q1 of the first pump motor 12 is set to the maximum, and the extrusion volume q2 of the second pump motor 13 is gradually increased from zero. Therefore, immediately after the start, the torque amplification (q1 / q2) with respect to the input torque Tin becomes almost infinite theoretically. Therefore, as shown by the broken line in the time chart of FIG. The output torque Tout is transmitted.

そのため従来では、閉回路ＣＣ内に設けられた各リリーフ弁３９，４０、特にこの場合は第１リリーフ弁３９のリリーフ圧を制御することにより、発進時における過大トルクの発生を抑制している。具体的には、図５のフローチャートに示すように、先ず、エンジン１のスロットル開度θ、あるいはスロットル開度の変化率θ’が読み込まれ（ステップＳ１）、そのスロットル開度θもしくはスロットル開度の変化率θ’に基づいて要求駆動力（要求トルク）が算出される（ステップＳ２）。   Therefore, conventionally, by controlling the relief pressures of the relief valves 39, 40 provided in the closed circuit CC, particularly the first relief valve 39 in this case, the generation of excessive torque at the time of starting is suppressed. Specifically, as shown in the flowchart of FIG. 5, first, the throttle opening θ of the engine 1 or the rate of change θ ′ of the throttle opening is read (step S1), and the throttle opening θ or throttle opening is read. Based on the change rate θ ′, the required driving force (required torque) is calculated (step S2).

続いて、エンジン１からの入力トルク（エンジントルク）Ｔin（ステップＳ３）と、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2によって決まる変速比γ（ステップＳ４）から、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2と、第１リリーフ弁３９のリリーフ圧とが、出力トルクＴoutおよび変速機ＴＭの効率が最適となるように制御される（ステップＳ５）。この場合の第１リリーフ弁３９のリリーフ圧は、例えば図６に示すような、エンジントルクＴinと変速比γとをパラメータとする制御マップから設定することができる。   Subsequently, from the input torque (engine torque) Tin (step S3) from the engine 1 and the gear ratio γ (step S4) determined by the extrusion volumes q1 and q2 of the pump motors 12 and 13, the pump motors 12 and 13 are controlled. The extrusion volumes q1 and q2 and the relief pressure of the first relief valve 39 are controlled so that the output torque Tout and the efficiency of the transmission TM are optimized (step S5). The relief pressure of the first relief valve 39 in this case can be set from a control map using the engine torque Tin and the gear ratio γ as parameters, for example, as shown in FIG.

このようにして、発進時に第１リリーフ弁３９のリリーフ圧を適宜に制御することにより、発進時における過大トルクの発生を抑制することができる。しかしながら、その場合は、過大トルクの発生を抑えるために第１リリーフ弁３９のリリーフ圧を低下させて、第２ポンプモータ１３で発生させた油圧が、特に仕事をすることなく閉回路ＣＣの低圧側に排圧されることになる。すなわち、図４の斜線部分で示す範囲の面積に相当する油圧の漏れ損失が発生することになり、その損失分だけ変速機ＴＭの効率が低下してしまう。   In this way, by appropriately controlling the relief pressure of the first relief valve 39 at the time of starting, generation of excessive torque at the time of starting can be suppressed. However, in that case, the relief pressure of the first relief valve 39 is reduced to suppress the occurrence of excessive torque, and the hydraulic pressure generated by the second pump motor 13 does not particularly work and the low pressure of the closed circuit CC. Will be discharged to the side. That is, a hydraulic oil leakage loss corresponding to the area in the range indicated by the hatched portion in FIG. 4 occurs, and the efficiency of the transmission TM is reduced by that loss.

そこで、上記の変速機ＴＭを対象とするこの発明に係る制御装置は、発進時における過大トルクの発生を回避もしくは抑制し、なおかつ漏れ損失を低減して変速機ＴＭの効率を向上させるために、以下に示す制御を実行するように構成されている。その制御例を以下に説明する。   Therefore, the control device according to the present invention for the above-described transmission TM is to avoid or suppress the generation of excessive torque at the time of starting, and to reduce the leakage loss and improve the efficiency of the transmission TM. It is comprised so that the control shown below may be performed. An example of the control will be described below.

図７は、この発明の制御装置による制御例を説明するためのフローチャートであって、このフローチャートで示されるルーチンは、所定の短時間毎に繰り返し実行される。図７において、先ず、ストロークセンサ３３により第１シンクロ２２のスリーブの位置が検出される（ステップＳ１１）。そして、そのストロークセンサ３３の検出値を基に、第１シンクロ（スタートシンクロ）２２がＯＮ状態であるか否か、すなわち第１シンクロ２２のスリーブが図１の左側に移動させられて、発進用ギヤ対２１と出力軸１６とが達可能な状態（すなわち発進モード）であるか否かが判断される（ステップＳ１２）。   FIG. 7 is a flowchart for explaining an example of control by the control device of the present invention. The routine shown in this flowchart is repeatedly executed every predetermined short time. In FIG. 7, first, the position of the sleeve of the first synchro 22 is detected by the stroke sensor 33 (step S11). Then, based on the detection value of the stroke sensor 33, whether or not the first sync (start sync) 22 is in an ON state, that is, the sleeve of the first sync 22 is moved to the left in FIG. It is determined whether or not the gear pair 21 and the output shaft 16 are reachable (that is, the start mode) (step S12).

第１シンクロ２２のスリーブが、未だ図１の左側に移動させられておらず変速機ＴＭが発進モードでないことにより、このステップＳ１２で否定的に判断された場合は、ステップＳ１３へ進み、第１リリーフ弁３９が、通常時における第１リリーフ弁３９のリリーフ圧に制御される（通常制御）。すなわち、通常制御として、第１リリーフ弁３９のリリーフ圧が、通常時における相対的に高圧な所定圧力αに調圧され、第１リリーフ弁３９が閉じた状態に制御される。   When the sleeve of the first synchronizer 22 has not been moved to the left side in FIG. 1 and the transmission TM is not in the start mode, and if a negative determination is made in step S12, the process proceeds to step S13. The relief valve 39 is controlled to the relief pressure of the first relief valve 39 at the normal time (normal control). That is, as a normal control, the relief pressure of the first relief valve 39 is adjusted to a relatively high predetermined pressure α in a normal state, and the first relief valve 39 is controlled to be closed.

これに対して、第１シンクロ２２のスリーブが、図１の左側に移動させられて変速機ＴＭが発進モードになったことにより、ステップＳ１２で肯定的に判断された場合には、ステップＳ１４へ進み、オン・オフ弁４４がＯＦＦ状態、すなわち蓄圧装置４２と制御回路４５とが遮断された状態に制御される。言い換えると、オン・オフ弁４４が閉状態にされて蓄圧装置４２と制御回路４５とが遮断され、閉回路ＣＣからチェック弁４１を介して蓄圧装置４２に流動する圧油をその蓄圧装置４２に蓄えることが可能な状態（すなわち蓄圧モード）に制御される。   On the other hand, if the sleeve of the first synchro 22 is moved to the left side of FIG. 1 and the transmission TM is in the start mode, and if a positive determination is made in step S12, the process proceeds to step S14. Then, the ON / OFF valve 44 is controlled to be in the OFF state, that is, the pressure accumulating device 42 and the control circuit 45 are shut off. In other words, the on / off valve 44 is closed, the pressure accumulator 42 and the control circuit 45 are shut off, and the pressure oil flowing from the closed circuit CC to the pressure accumulator 42 via the check valve 41 is transferred to the pressure accumulator 42. It is controlled to a state where it can be stored (that is, a pressure accumulation mode).

続いて、圧力センサ４３により蓄圧装置４２に蓄えられた圧油の油圧が検出され（ステップＳ１５）、その圧力センサ４３の検出値を基に、蓄圧装置４２に蓄えられた圧油の油圧が相対的に高圧な状態であるか否かが判断される（ステップＳ１６）。これは、例えば、蓄圧装置４２に蓄える圧油の油圧を所望する所定の圧力範囲に維持するために、その所望する所定の圧力範囲の上限もしくは上限に相当する値として予め定めた基準圧力に対して、ステップＳ１５で検出された圧力センサ４３の検出値の大小を比較することにより判断することができる。   Subsequently, the hydraulic pressure of the pressure oil stored in the pressure accumulating device 42 is detected by the pressure sensor 43 (step S15), and the hydraulic pressure of the pressure oil stored in the pressure accumulating device 42 is relative based on the detected value of the pressure sensor 43. In step S16, it is determined whether or not the pressure is high. For example, in order to maintain the hydraulic pressure of the pressure oil stored in the pressure accumulating device 42 within a desired predetermined pressure range, the upper limit of the desired predetermined pressure range or a reference pressure predetermined as a value corresponding to the upper limit is determined. Thus, the determination can be made by comparing the detected values of the pressure sensor 43 detected in step S15.

蓄圧装置４２に蓄えられた圧油の油圧が未だ相対的に高圧な状態でないことにより、このステップＳ１６で否定的に判断された場合は、前述のステップＳ１３へ進み、前述した通常制御が実行される。   If the hydraulic pressure of the pressure oil stored in the pressure accumulating device 42 is not yet relatively high, and if a negative determination is made in step S16, the process proceeds to step S13 described above, and the normal control described above is executed. The

すなわち、この場合は、蓄圧装置４２の圧力が未だ基準圧力よりも低い状態であって、依然として蓄圧装置４２に圧油を蓄圧することが可能な状態であるため、第１リリーフ弁３９を閉じた状態にする通常制御を実行して、閉回路ＣＣが、第２ポンプモータ１３で発生した油圧を油路１４から蓄圧装置４２へ流通させて蓄圧できる状態、言い換えると、第２ポンプモータ１３で発生させた油圧を油路１４を介して蓄圧装置４２で回収もしくは回生可能な状態に設定される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。   That is, in this case, since the pressure of the pressure accumulator 42 is still lower than the reference pressure and the pressure oil can still be accumulated in the pressure accumulator 42, the first relief valve 39 is closed. The normal control to make the state is executed, and the closed circuit CC is able to store the hydraulic pressure generated by the second pump motor 13 from the oil passage 14 to the pressure accumulating device 42, in other words, generated by the second pump motor 13. The hydraulic pressure is set to a state where it can be recovered or regenerated by the pressure accumulator 42 via the oil passage 14. Thereafter, this routine is once terminated.

この通常制御を実行した場合の変速機ＴＭの油圧回路における圧油の流動状態および動力伝達経路における動力伝達状態を図８に示してある。なお、この図８および後述する図９，図１０において、矢印は圧油の流れ方向、あるいは動力の伝達方向、あるいは軸の回転方向を示し、また電子制御装置４８は省略してある。この状態では、第２ポンプモータ１３で発生させられてその第２ポンプモータ１３の吸入口１３Ｓから吐出された圧油が、油路１４を介して第１ポンプモータ１２の吸入口１２Ｓに供給される。そして第１ポンプモータ１２をモータとして駆動するとともに、油路１４からチェック弁４１を経由して蓄圧装置４２へ供給されて、その蓄圧装置４２に蓄圧される。   FIG. 8 shows the flow state of the pressure oil in the hydraulic circuit of the transmission TM and the power transmission state in the power transmission path when this normal control is executed. In FIG. 8 and FIGS. 9 and 10 to be described later, the arrows indicate the flow direction of pressure oil, the transmission direction of power, or the rotation direction of the shaft, and the electronic control device 48 is omitted. In this state, the pressure oil generated by the second pump motor 13 and discharged from the suction port 13S of the second pump motor 13 is supplied to the suction port 12S of the first pump motor 12 via the oil passage 14. The The first pump motor 12 is driven as a motor, supplied from the oil passage 14 via the check valve 41 to the pressure accumulator 42, and accumulated in the pressure accumulator 42.

したがって、発進直後に油路１４で一時的に高圧の油圧が発生する場合に、油路１４から油路１５へ圧油を流通する油路の途中に設けられた第１リリーフ弁３９が閉じた状態に制御されるとともに、その第１リリーフ弁３９と油路１４との間に、蓄圧装置４２が蓄圧可能な状態で連通されていることにより、油路１４の高圧な油圧を排圧することなく蓄圧装置４２へ蓄圧することができる。その結果、変速機ＴＭの油圧回路における油圧の漏れ損失を低減し、ひいては変速機ＴＭの効率を向上させることができる。   Therefore, when a high pressure oil pressure is temporarily generated in the oil passage 14 immediately after starting, the first relief valve 39 provided in the middle of the oil passage through which the pressure oil flows from the oil passage 14 to the oil passage 15 is closed. Since the pressure accumulating device 42 is communicated between the first relief valve 39 and the oil passage 14 in a state capable of accumulating pressure, the high pressure oil pressure in the oil passage 14 is not discharged. The pressure can be accumulated in the pressure accumulator 42. As a result, the hydraulic oil leakage loss in the hydraulic circuit of the transmission TM can be reduced, and the efficiency of the transmission TM can be improved.

一方、蓄圧装置４２に蓄えられた圧油の油圧が相対的に高圧な状態になったことにより、ステップＳ１６で肯定的に判断された場合には、ステップＳ１７へ進み、第１リリーフ弁３９が、蓄圧装置４２の飽和時における第１リリーフ弁３９のリリーフ圧に制御される（飽和制御）。すなわち、飽和制御として、第１リリーフ弁３９のリリーフ圧が、前述の通常制御の実行時における所定圧力αよりも低く、ゼロも含む他の所定圧力βに調圧され、第１リリーフ弁３９が開いた状態に制御される。   On the other hand, when the hydraulic pressure of the pressure oil stored in the pressure accumulating device 42 is in a relatively high pressure state, when a positive determination is made in step S16, the process proceeds to step S17, and the first relief valve 39 is turned on. The pressure of the first relief valve 39 when the pressure accumulator 42 is saturated is controlled (saturation control). That is, as the saturation control, the relief pressure of the first relief valve 39 is adjusted to another predetermined pressure β that is lower than the predetermined pressure α during execution of the normal control and includes zero, and the first relief valve 39 is Controlled to open state.

すなわち、この場合は、蓄圧装置４２の圧力が所望する圧力範囲の上限よりも高い状態もしくは上限に近い状態であって、蓄圧装置４２が飽和もしくはほぼ飽和した状態である。そのため、第１リリーフ弁３９を開いた状態にする飽和制御を実行して蓄圧装置４２への圧油の蓄圧を中止し、閉回路ＣＣが、閉回路ＣＣ内の油圧を低下する状態に設定される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。   That is, in this case, the pressure of the pressure accumulator 42 is higher than or close to the upper limit of the desired pressure range, and the pressure accumulator 42 is saturated or almost saturated. Therefore, the saturation control for opening the first relief valve 39 is executed to stop the pressure oil accumulation in the pressure accumulator 42, and the closed circuit CC is set to a state in which the hydraulic pressure in the closed circuit CC is reduced. The Thereafter, this routine is once terminated.

この飽和制御を実行した場合の変速機ＴＭの油圧回路における圧油の流動状態および動力伝達経路における動力伝達状態を図９に示してある。この状態では、第２ポンプモータ１３で発生させられて第２ポンプモータ１３の吸入口１３Ｓから吐出された圧油が、油路１４を介して第１ポンプモータ１２の吸入口１２Ｓに供給されて第１ポンプモータ１２をモータとして駆動するとともに、油路１４から第１リリーフ弁３９を経由して油路１５へ流通させられて、すなわち、油路１４に高圧の油圧が低圧側の油路１５へ排圧されて、閉回路ＣＣの油圧が低下させられる。   FIG. 9 shows the flow state of pressure oil in the hydraulic circuit of the transmission TM and the power transmission state in the power transmission path when this saturation control is executed. In this state, the pressure oil generated by the second pump motor 13 and discharged from the suction port 13S of the second pump motor 13 is supplied to the suction port 12S of the first pump motor 12 via the oil passage 14. The first pump motor 12 is driven as a motor, and is passed from the oil passage 14 to the oil passage 15 via the first relief valve 39, that is, a high pressure oil pressure is supplied to the oil passage 14. The hydraulic pressure of the closed circuit CC is reduced.

なお、蓄圧装置４２に蓄圧された圧油は、オン・オフ弁４４をＯＮ状態に制御することにより、制御回路４５へ供給することができる。すなわち、オン・オフ弁４４をＯＮ状態に制御して蓄圧装置４２と制御回路４５とを連通させた状態にすることにより、蓄圧装置４２に蓄圧された圧油が制御回路４５へ供給されて再利用される。したがって、前述したように、発進時に閉回路ＣＣで発生する過剰な油圧を、漏れ損失として閉回路ＣＣの外部に放出することなく蓄圧装置４２で回生し、その後、制御回路４５に供給して制御圧として再び利用することができる。   The pressure oil accumulated in the pressure accumulator 42 can be supplied to the control circuit 45 by controlling the on / off valve 44 to the ON state. That is, by controlling the ON / OFF valve 44 to the ON state so that the pressure accumulating device 42 and the control circuit 45 are in communication with each other, the pressure oil accumulated in the pressure accumulating device 42 is supplied to the control circuit 45 and re-applied. Used. Therefore, as described above, excessive hydraulic pressure generated in the closed circuit CC at the time of starting is regenerated by the pressure accumulating device 42 without being released to the outside of the closed circuit CC as leakage loss, and then supplied to the control circuit 45 for control. It can be used again as pressure.

その場合の変速機ＴＭの油圧回路における圧油の流動状態を図１０に示してある。この状態では、蓄圧装置４２に蓄圧された圧油は、チェック弁４１により閉回路ＣＣへの流動が規制されるとともに、オン・オフ弁４４が開状態にされて蓄圧装置４２と制御回路４５との間が連通されることにより、制御回路４５へ制御圧として供給される。例えば、車両の一時的な停止時にエンジン１の運転を停止するいわゆるエコラン運転を実行する際に、変速機ＴＭ各部の潤滑および冷却のための潤滑油として、あるいは変速機ＴＭ各部のアクチュエータ等を動作させるための作動油として、蓄圧装置４２に蓄圧された圧油を有効に利用することができる。   FIG. 10 shows the flow state of the pressure oil in the hydraulic circuit of the transmission TM in that case. In this state, the pressure oil accumulated in the pressure accumulator 42 is restricted from flowing to the closed circuit CC by the check valve 41, and the on / off valve 44 is opened, so that the pressure accumulator 42, the control circuit 45, As a result, the control circuit 45 is supplied as a control pressure. For example, when a so-called eco-run operation is performed in which the operation of the engine 1 is stopped when the vehicle is temporarily stopped, lubrication oil for lubricating and cooling each part of the transmission TM or an actuator of each part of the transmission TM is operated. As the hydraulic oil for causing the pressure oil, the pressure oil accumulated in the pressure accumulator 42 can be used effectively.

このように、上述したステップＳ１１，１２の機能的手段が、この発明の発進状態検出手段に相当し、ステップＳ１１ないしＳ１７の機能的手段が、この発明の蓄圧制御手段に相当している。   Thus, the functional means in steps S11 and S12 described above correspond to the starting state detecting means of the present invention, and the functional means in steps S11 to S17 correspond to the pressure accumulation control means of the present invention.

以上のように、この発明の可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機ＴＭの制御装置によれば、発進の際に、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1が最大に設定されてロックされ、第２ポンプモータ１２の押出容積ｑ2がゼロに設定されている状態から、第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2がゼロから徐々に増大される場合、油路１４で発生する高圧の油圧が、蓄圧装置４２に蓄圧される。そのため、発進時に第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2をゼロから立ち上げる際に発生する高圧の油圧を、漏れ損失として排圧することなく蓄圧装置４２に蓄えることができる。その結果、発進時に発生する高圧の油圧が第１ポンプモータ１２に供給されることによる過大トルクの発生を回避もしくは抑制できるとともに、漏れ損失を低減して変速機ＴＭの効率を向上させることができる。   As described above, according to the control device for the variable displacement fluid pressure pump motor type transmission TM of the present invention, when starting, the extrusion volume q1 of the first pump motor 12 is set to the maximum and locked. When the extrusion volume q2 of the second pump motor 13 is gradually increased from zero from the state where the extrusion volume q2 of the two-pump motor 12 is set to zero, the high pressure hydraulic pressure generated in the oil passage 14 is 42 is accumulated. Therefore, the high pressure hydraulic pressure generated when the extrusion volume q2 of the second pump motor 13 is raised from zero at the start can be stored in the pressure accumulator 42 without being discharged as a leakage loss. As a result, it is possible to avoid or suppress the generation of excessive torque due to the high pressure hydraulic pressure generated at the time of starting being supplied to the first pump motor 12, and to reduce leakage loss and improve the efficiency of the transmission TM. .

また、蓄圧装置４２の油圧が、例えば予め設定された基準圧力よりも高い場合、すなわち蓄圧装置４２が飽和状態にあるような場合は、第１リリーフ弁３９のリリーフ圧が低下させられ、すなわち第１リリーフ弁３９が開弁する方向に制御されて、高圧になった油路１４の油圧が、相対的に低圧の油路１５に排圧される。そのため、蓄圧装置４２が飽和して油圧を蓄圧できない状態であっても、油路１４の高圧の油圧を排圧して閉回路ＣＣの油圧を適切な値に制御することができる。   Further, when the hydraulic pressure of the pressure accumulator 42 is higher than, for example, a preset reference pressure, that is, when the pressure accumulator 42 is in a saturated state, the relief pressure of the first relief valve 39 is reduced, that is, the first The oil pressure in the oil passage 14 that has been increased in pressure is controlled in the direction in which the 1 relief valve 39 opens, and is discharged into the oil passage 15 that is relatively low in pressure. Therefore, even if the pressure accumulator 42 is saturated and the hydraulic pressure cannot be stored, the high hydraulic pressure in the oil passage 14 can be discharged and the hydraulic pressure in the closed circuit CC can be controlled to an appropriate value.

なお、変速機ＴＭが発進時の状態であるか否かは、第１シンクロ２２に設けられたストロークセンサ３３の検出値を基に判断することができる。すなわち、ストロークセンサ３３により、第１シンクロ２２のスリーブが発進用ギヤ対２１側（図１の左側）に移動させられたことを検出した場合に、変速機ＴＭが発進時の状態である、すなわち第１シンクロ２２により最大変速比に設定されている発進用ギヤ対２１が動力伝達可能な状態にされたと判断することができる。   Whether or not the transmission TM is in a starting state can be determined based on the detection value of the stroke sensor 33 provided in the first synchro 22. That is, when it is detected by the stroke sensor 33 that the sleeve of the first synchro 22 has been moved to the start gear pair 21 side (left side in FIG. 1), the transmission TM is in a starting state. It can be determined that the starting gear pair 21 set to the maximum gear ratio by the first sync 22 is in a state capable of transmitting power.

そして、蓄圧装置４２に所定の油圧が蓄圧された状態で、オン・オフ弁４４を開弁状態に制御することにより、蓄圧装置４２に蓄圧された圧油を、例えば潤滑や冷却用あるいはアクチュエータの作動用として制御回路４５へ適宜に供給することができる。   Then, by controlling the on / off valve 44 to the open state in a state where a predetermined hydraulic pressure is accumulated in the pressure accumulating device 42, the pressure oil accumulated in the pressure accumulating device 42 is used for, for example, lubrication, cooling, or actuators. It can be appropriately supplied to the control circuit 45 for operation.

なお、この発明は上記の具体例に限定されないのであって、対象とする変速機は、図１に示す構成以外のものであってもよく、例えば、歯車機構を主体とした変速機構と並列にハイドロスタティックトランスミッション（ＨＳＴ）を設けて、全体として無段階に変速できるように構成した変速機であってもよい。また、図１に示す例では、前進４段・後進１段の固定変速段を設定できるように構成されているが、この発明で対象とする変速機は、固定変速段の数がそれよりも多くてよく、あるいは反対に少なくてもよい。   The present invention is not limited to the above specific example, and the target transmission may be other than the configuration shown in FIG. 1, for example, in parallel with a transmission mechanism mainly composed of a gear mechanism. A transmission may be provided that is provided with a hydrostatic transmission (HST) so that the entire transmission can be changed continuously. Further, in the example shown in FIG. 1, it is configured to be able to set fixed forward speeds of four forward speeds and one reverse speed, but the transmission targeted by the present invention has a number of fixed gear speeds higher than that. It may be more or less.

また、ポンプモータをシングルピニオン型遊星歯車機構やダブルピニオン型遊星歯車機構などの差動機構に対する反力機構として用いる場合、その押出容積をゼロから一方向にのみ増大できるいわゆる片振り型のものに限らず、正負の両方向に変化させることのできるいわゆる両振り型のポンプモータを使用することもできる。その場合、歯車機構は、図１と異なる構成とすることができる。   Also, when the pump motor is used as a reaction force mechanism for a differential mechanism such as a single pinion type planetary gear mechanism or a double pinion type planetary gear mechanism, it is a so-called one-way swing type that can increase its pushing volume only in one direction from zero. Not limited to this, a so-called double swing type pump motor that can be changed in both positive and negative directions can also be used. In that case, the gear mechanism may have a configuration different from that shown in FIG.

また、ポンプモータや差動機構ならびにギヤ対などの伝動機構の配列は、必要に応じて適宜変更することができ、いわゆるＦＲ車に適するように配置した構成としてもよい。またさらに、動力源は一方の差動機構に直接連結する替わりに、前述したカウンタギヤ対のアイドルギヤに連結してもよい。さらに、ギヤ対に替えてベルトやチェーンなどの機構を用いてもよい。そして、この発明における動力源は、エンジンである必要はなく、電気モータであってもよく、あるいは内燃機関と電動機とを組み合わせたハイブリッド駆動装置であってもよい。   Further, the arrangement of transmission mechanisms such as a pump motor, a differential mechanism, and a gear pair can be appropriately changed as necessary, and may be configured to be suitable for a so-called FR vehicle. Furthermore, the power source may be connected to the idle gear of the counter gear pair described above instead of being directly connected to one of the differential mechanisms. Further, a mechanism such as a belt or a chain may be used instead of the gear pair. The power source in the present invention does not have to be an engine, and may be an electric motor or a hybrid drive device that combines an internal combustion engine and an electric motor.

この発明で対象とする変速機の一例を模式的に示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows typically an example of the transmission made into object by this invention. 図１に示す変速機で各変速比を設定する際の各ポンプモータおよび各シンクロの動作状態をまとめて示す図表である。FIG. 2 is a chart collectively showing operation states of pump motors and synchros when setting respective gear ratios in the transmission shown in FIG. 1. FIG. 図１に示す変速機で発進する際の各ポンプモータの押出容積の状態を模式的に説明する図である。It is a figure which illustrates typically the state of the extrusion volume of each pump motor at the time of starting with the transmission shown in FIG. リリーフ弁による発進時の過大トルクを抑制する制御の一例を説明するためのタイムチャートである。It is a time chart for demonstrating an example of the control which suppresses the excessive torque at the time of start by a relief valve. リリーフ弁による発進時の過大トルクを抑制する制御の一例を説明するためのフローチャートである。It is a flowchart for demonstrating an example of the control which suppresses the excessive torque at the time of start by a relief valve. 図５で示す制御で用いられる制御マップを模式的に説明する図である。It is a figure which illustrates typically the control map used by the control shown in FIG. この発明の制御装置による制御例を説明するためのフローチャートである。It is a flowchart for demonstrating the example of control by the control apparatus of this invention. 図５で示す制御における通常制御を行った場合の圧油の流れおよび動力伝達の状態等を示す模式図である。FIG. 6 is a schematic diagram illustrating a flow of pressure oil, a state of power transmission, and the like when the normal control in the control illustrated in FIG. 5 is performed. 図５で示す制御における飽和制御を行った場合の圧油の流れおよび動力伝達の状態等を示す模式図である。FIG. 6 is a schematic diagram illustrating a flow of pressure oil, a state of power transmission, and the like when saturation control is performed in the control illustrated in FIG. 5. 蓄圧装置に蓄圧した圧油を再生する場合の圧油の流れを示す模式図である。It is a schematic diagram which shows the flow of the pressure oil in the case of reproducing | regenerating the pressure oil accumulated in the pressure accumulator.

符号の説明Explanation of symbols

１…動力源（エンジン，Ｅ／Ｇ）、 ２…入力部材、 ３…第１遊星歯車機構、 ４…第２遊星歯車機構、 １２…可変容量型ポンプモータ（第１ポンプモータ，ＰＭ１）、 １３…可変容量型ポンプモータ（第２ポンプモータ，ＰＭ２）、 １４，１５…油路、 １６…出力部材（出力軸）、 １７，１８，１９，２０，２１…伝動機構（ギヤ対）、 ２２，２３，２４，２５…切替機構（第１シンクロ，第２シンクロ，第３シンクロ，Ｒシンクロ）、 ３３…圧力センサ、 ３９…第１リリーフ弁、 ４０…第２リリーフ弁、 ４２…蓄圧装置、 ４３…逆止弁機構（チェック弁）、 ４４…開閉弁機構（オン・オフ弁）、 ４８…電子制御装置（ＥＣＵ）、 ＣＣ…閉回路、 ＴＭ…可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機。   DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Power source (engine, E / G), 2 ... Input member, 3 ... 1st planetary gear mechanism, 4 ... 2nd planetary gear mechanism, 12 ... Variable displacement pump motor (1st pump motor, PM1), 13 ... variable displacement pump motor (second pump motor, PM2), 14, 15 ... oil passage, 16 ... output member (output shaft), 17, 18, 19, 20, 21 ... transmission mechanism (gear pair), 22, 23, 24, 25 ... switching mechanism (first sync, second sync, third sync, R sync), 33 ... pressure sensor, 39 ... first relief valve, 40 ... second relief valve, 42 ... accumulator, 43 ... check valve mechanism (check valve), 44 ... on-off valve mechanism (on / off valve), 48 ... electronic control unit (ECU), CC ... closed circuit, TM ... variable displacement fluid pressure pump motor type transmission.

Claims (4)

動力源と出力部材との間でそれぞれ互いに異なる複数の変速比を選択的に設定可能な少なくとも２つの動力伝達経路と、それら各動力伝達経路を介して伝達されるトルクを押出容積に応じて変化させるように前記各動力伝達経路毎に設けられかついずれか一方の押出容積がゼロの場合に他方が圧力流体の給排を阻止されてロックされるように吸入口同士および吐出口同士が相互に連通された可変容量型流体圧ポンプモータと、一方の前記可変容量型流体圧ポンプモータがロックされた場合に前記動力源からの動力を前記出力部材に伝達する第１伝動機構と、他方の前記可変容量型流体圧ポンプモータがロックされた場合に前記動力源からの動力を前記出力部材に伝達する第２伝動機構と、前記各伝動機構を選択的に動力伝達可能な状態にする切替機構とを備え、いずれかの前記各伝動機構の変速比で決まる固定変速段と、前記各可変容量型流体圧ポンプモータ同士の間で圧力流体を介して伝達する動力を連続的に変化させることによる無段変速状態とを設定することが可能なように構成された可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置において、
前記吸入口同士を連通している流路と前記吐出口同士を連通している流路とのうち前記一方の可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積がゼロに設定されて他方の可変容量型流体圧ポンプモータがロックされている状態で高圧となる流路に連通された蓄圧装置と、
リリーフ圧が制御可能であり、かつ前記高圧となる流路に接続されるとともに、前記リリーフ圧を予め定めた基準リリーフ圧よりも低下させることにより前記高圧となる流路の流体圧を排圧し、前記リリーフ圧を前記基準リリーフ圧以上に維持することにより前記高圧となる流路の流体圧の排圧を規制するリリーフ弁と、
前記押出容積がゼロに設定された一方の可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積が増大される場合に、前記リリーフ弁を制御して前記排圧を規制して前記高圧となる流路の流体圧を前記蓄圧装置に蓄圧させる蓄圧制御手段と
を備えていることを特徴とする可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置。 At least two power transmission paths capable of selectively setting a plurality of different gear ratios between the power source and the output member, and the torque transmitted through each of the power transmission paths varies according to the extrusion volume. So that the suction ports and the discharge ports are mutually connected so that when one of the push-out volumes is zero and the other is blocked by the supply and discharge of the pressure fluid, it is locked. A variable displacement fluid pressure pump motor communicated; a first transmission mechanism that transmits power from the power source to the output member when one of the variable displacement fluid pressure pump motors is locked; When the variable displacement fluid pressure pump motor is locked, a second transmission mechanism that transmits power from the power source to the output member and a state in which the power transmission mechanism can selectively transmit power. A fixed speed determined by the gear ratio of each of the transmission mechanisms and the power transmitted via the pressure fluid between the variable displacement fluid pressure pump motors is continuously changed. In a control device for a variable displacement fluid pressure pump motor type transmission configured to be able to set a continuously variable transmission state by
Of the flow path communicating with the suction ports and the flow path communicating with the discharge ports, the extrusion volume of the one variable displacement hydraulic pump motor is set to zero and the other variable displacement type A pressure accumulator connected to a flow path that is at a high pressure while the fluid pressure pump motor is locked;
Relief pressure is controllable and connected to the high pressure flow path, and the relief pressure is reduced below a predetermined reference relief pressure to discharge the high pressure flow path fluid pressure, A relief valve that regulates the exhaust pressure of the fluid pressure in the flow path that becomes the high pressure by maintaining the relief pressure equal to or higher than the reference relief pressure;
When the extrusion volume of one variable displacement fluid pressure pump motor whose extrusion volume is set to zero is increased, the fluid in the flow path that becomes the high pressure by controlling the relief valve to regulate the exhaust pressure A pressure-accumulating control means for accumulating pressure in the pressure accumulating device. A control device for a variable displacement fluid pressure pump motor type transmission. 前記蓄圧装置の圧力を検出する圧力センサを更に備え、
前記蓄圧制御手段は、前記圧力センサにより検出された前記圧力が予め定めた基準圧力よりも大きい場合に、前記リリーフ弁を制御して前記排圧を行う手段を含むことを特徴とする請求項１に記載の可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置。 A pressure sensor for detecting the pressure of the pressure accumulator;
2. The pressure accumulation control means includes means for controlling the relief valve to perform the exhaust pressure when the pressure detected by the pressure sensor is larger than a predetermined reference pressure. The control apparatus of the variable displacement type fluid pressure pump motor type transmission described in 1. 前記切替機構により前記各伝動機構のうち最大変速比の伝動機構が動力伝達可能な状態であるか否かを検出する発進状態検出手段を更に備え、
前記蓄圧制御手段は、前記発進状態検出手段により前記最大変速比の伝動機構が動力伝達可能な状態にされたことを検出した場合に、前記リリーフ弁を制御して前記排圧を規制する手段を含むことを特徴とする請求項１または２に記載の可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置。 A starting state detecting means for detecting whether or not the transmission mechanism of the maximum gear ratio among the respective transmission mechanisms is in a state capable of transmitting power by the switching mechanism;
The pressure accumulation control means controls the relief valve to regulate the exhaust pressure when the start state detection means detects that the transmission mechanism of the maximum gear ratio is in a state capable of transmitting power. The control apparatus for a variable displacement fluid pressure pump motor type transmission according to claim 1 or 2, wherein 前記蓄圧装置は、前記高圧となる流路から該蓄圧装置への圧力流体の流動のみを許容する逆止弁機構を介して該高圧となる流路に連通されているとともに、
前記蓄圧装置と圧力流体供給部位とを開閉弁機構を介して選択的に連通させる吐出制御手段を更に備えていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載の可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置。 The pressure accumulator is communicated with the high pressure flow path through a check valve mechanism that allows only the flow of pressure fluid from the high pressure flow path to the pressure accumulation apparatus,
The variable displacement fluid pressure according to any one of claims 1 to 3, further comprising discharge control means for selectively communicating the pressure accumulator and the pressure fluid supply part via an on-off valve mechanism. Control device for pump motor type transmission.
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